|
Архитектура Аудит Военная наука Иностранные языки Медицина Металлургия Метрология Образование Политология Производство Психология Стандартизация Технологии |
|
|
Архитектура Аудит Военная наука Иностранные языки Медицина Металлургия Метрология Образование Политология Производство Психология Стандартизация Технологии |
Особенности действия сил в зацеплении круговых зубьев.
Как в случае с прямыми зубьями, в нормальном сечении n-n (рис. 21б) раскладываем силу Перенеся силу В сечении m-m на середине длины зуба действуют три силы F1, Проектируя силы Направления осей показано на рис. 21б, причем положительным осевым направлением принято направление влево от вершины О. Положительным радиальным направлением, принято направление к оси вращения шестерни. Это важно при анализе работы шестерни с круговыми зубьями, которые могут иметь правое или левое направление вращения и работать либо выпуклой, либо вогнутой сторонами. Из сечения n-n (рис. 21б)
Из основного рисунка
Рассматривая сечение m-m, находим радиальное и осевое усилия:
В общем виде приняты следующие формулы:
В этих формулах берется верхний знак, когда ведет вогнутая сторона зуба (рис.21 б, случай 3 и 4), и нижний знак, когда ведет выпуклая сторона зуба (рис.21 б, случай 1 и 2).
Так же как и в прямозубых передачах, для колеса Если Если Что касается конических передач с круговыми зубьями, то рекомендуется ведущей делать вогнутую сторону зуба шестерни. В этом случае осевая сила всегда положительна и воспринимается радиально – упорными подшипниками, составляющими традиционный подшипниковый узел любой передачи с коническими колесами. Во всех случаях желательно, чтобы зазоры в подшипниках были исключены предварительным натягом. При равновероятном направлении вращения в обе стороны направление кругового зуба безразлично. Расчет конических зубчатых передач на контактную прочность. Проверочный и проектный Основными причинами выхода из строя конических колес являются усталостное выкрашивание материала с рабочих поверхностей зубьев и поломка зубьев вследствие усталости. Расчет производится так же как расчет цилиндрической косозубой передачи с эквивалентными зубчатыми колесами В исходной формуле Герца
а б Рис. 22 Здесь в сечении О1О2 в полюсе зацепления Р отрезок АР соответствует радиусу кривизны шестерни Рассматривая прямоугольные треугольники
Далее полагаем, что для однопарного зацепления, как было показано ранее, известны нормальная нагрузка qH и приведенный модуль упругости Епр. Из расчета приведенного радиуса следует, что его величина изменяется пропорционально среднему диаметру шестерни, значит отношение qH/rпр (формула 2.2) постоянно и, следовательно, постоянно контактное напряжение в любом сечении. Поэтому за расчетное принимают среднее сечение зуба (рис.18б и 22а). В дополнение к этому вводится коэффициент прочности конических передач Принимая во внимание эти особенности, после подстановок в формулу Герца,
Здесь Для стальных колес
Коэффициент Здесь:
Коэффициент динамичности нагрузки -
Рис. 23. Изменение коэффициентов а) схемы передач; абсцисса на графиках
Коэффициент Таблица 9
Коэффициенты прочности зубьев Таблица 10
Рис. 24. График для определения (цифры у кривых означают степень точности по нормам плавности работы по ГОСТ 1643-81)
Коэффициент неравномерности нагрузки зубьев Для прямозубых конических передач Коэффициент
Обозначив
Здесь Кd - вспомогательный коэффициент. Для конических прямозубых передач
Популярное:
|
Последнее изменение этой страницы: 2017-03-08; Просмотров: 892; Нарушение авторского права страницы
на три составляющие: 
, 
и силу 
, действующую нормально к чертежу. Обозначим её направление ¤ - к наблюдателю [4].
, F1 и силу 
- от наблюдателя.
, откуда 
; 
.
, откуда 
; 
.
, 
, (4.9)
, 
. (4.10)
; 
.
, то получим силы в прямозубой конической передаче, где 
, а направление вращения шестерни безразлично.
и 
, то получим силы в цилиндрической косозубой передаче. Если 
и 
- получим силы в цилиндрической прямозубой передаче.
и 
в среднем сечении зуба (Рис.22а). Такой метод позволяет использовать ранее полученные зависимости.
заменим приведенный радиус кривизны 
, на найденный из рис. 22б.
, а отрезок ВР – радиусу кривизны колеса 
.
и 
, оставляя только знак суммы (+), поскольку конические передачи бывают только с внешним зацеплением, получим: 
мм. (4.11)
, который учитывает конструкцию зубчатых конических колес.
(раздел 2.3), получим формулу для проверочного расчета на контактную прочность любых конических передач: 
(4.12)
- коэффициент формы сопряженных поверхностей зубьев. Для 
, где β - угол наклона зуба. Если колесо с круговой формой зуба, то обычно принимают 
.
МПа½ .
- коэффициент, учитывающий длину контактной линии зацепления конических колес. Обычно 
, где 
, см. раздел 2.4.
- удельная расчетная окружная сила.
зависит от 
и определяется по графикам на рис.23 в зависимости от конструктивной схемы конической передачи, типа опор колес – Iш (шариковые), Iр (роликовые), а также твердости материала колес.
, 
. Сплошные и штрихпунктирные линии относятся к коническим передачам с прямыми зубьями.
- коэффициент прочности конических передач. Определяется по таблице 13 в зависимости от вида конической передачи, твердости материала колес и передаточного числа: 
для прямозубых конических колес; 
для конических колес с круговыми зубьями.
для конических колес находится по таблице 9. Он зависит от степени точности по нормам плавности работы передачи и окружной скорости колес.
в зависимости от конструктивных соотношений в коническом зацеплении и твердости зубьев.
; в) для зубьев с твердостью 
для конических колес
и 
в конической передаче.
для косозубых передач: 
, 
- диаметр в среднем сечении зуба шестерни.
для конических колес Таблица 11
и решая уравнение (4.12) относительно 
, получим формулу для проектного расчета диаметра в среднем сечении конической шестерни, одного из главных геометрических параметров: 
мм. (4.13)
(МПа)1/3, и Kd = 590…520 (МПа)1/3 для передач с круговыми зубьями ( 
); величина коэффициента относительной ширины зубчатого венца 
или 
, при условии пропорциональности ширины колес конусному расстоянию 
.