Проверочный расчет зубьев колес на выносливость по напряжениям изгиба

⇐ ПредыдущаяСтр 4 из 6Следующая ⇒

Проверочный расчет зубьев колес на выносливость по напряжениям изгиба выполняют по зависимости:

(34)

где Т_Fi – расчетный крутящий момент, Нм;

Y_Fi - коэффициент формы зуба (таблица 19);

b_wi – ширина зубчатого венца проверяемого колеса, мм;

m_n – нормальный модуль передачи, мм;

Zi – число зубьев проверяемого колеса;

s_Fi, s_F_Р_i – фактическое и допускаемое напряжения изгиба в ножке зуба проверяемого колеса, МПа;

К_F – расчетный коэффициент; для прямозубых цилиндрических передач К_F = 2000; для косозубых и шевронных передач К_F = 1860.

В (34) следует использовать уточненное значение расчетного крутящего момента: T_Fi = T_i ^.К_F_b ^.K_FV_.

Коэффициент К_F_b следует выбирать по рисунку 3; коэффициент K_FV – по таблице 14.

Поскольку материалы и термообработка зубьев шестерни и колеса различны, то следует выяснить: чей зуб надлежит проверять на выносливость по напряжениям изгиба. С этой целью вычисляют соотношение ( s_FP / Y_F ) для зуба шестерни и для зуба колеса.

Если эти соотношения для зубьев шестерни и колеса примерно одинаковы, то это означает, что материалы и термообработка назначены рационально. Вместе с тем, расчету следует подвергать то колесо, для которого соотношение ( s_FP / Y_F ) меньше. Коэффициент формы зуба выбирают в зависимости от эквивалентного числа зубьев:

(35)

Таблица 19 – Эквивалентное число зубьев колес Z_vi и коэффициенты формы

зубьев колес Y_F [10, с. 41]

Передача Цилиндрическая

прямозубая косозубая шевронная

Z_vi Z_vi = Z_i

св. 100

Y_F 4, 25 4, 07 3, 90 3, 7 0 3, 65 3, 62 3, 61 3, 60

Примечание. Коэффициент Y_F приведен для некорригированных колес (х₁ = 0, х₂ = 0). Иначе – см. [10, с. 41].

Современные технологии в общем машиностроении допускают запас прочности зубьев колес по напряжениям изгиба не более [20%], а перегрузку зубьев – не более [5%] (согласно [9, с. 24]).

Если условие (34) не выполнено, то есть запас прочности превышает [20%], то это допустимо, т.к. нагрузочная способность большинства закрытых зубчатых передач ограничивается контактной прочностью зубьев [10, с. 44].

Поскольку основная причина разрушения зубьев закрытых передач – это усталостное поверхностное выкрашивание рабочих поверхностей (Питтинг-процесс), то запас прочности зубьев колес по напряжениям изгиба может быть и более [20%].

Если же зуб перегружен (то есть s_F > s_FP ) более, чем на [5%], то следует:

· увеличить длину зуба, то есть перейти к большему коэффициенту ширины зубчатого венца по межосевому расстоянию y_ba;

· перейти к большему стандартному значению модуля, соответственно изменяя числа зубьев шестерни и колеса, и повторить проверочный расчет зубьев на изгиб. При этом межосевое расстояние передачи не следует изменять, чтобы не нарушилась контактная прочность зубьев.

Определение сил в зацеплении зубчатой цилиндрической передачи

Для удобства анализа и ведения инженерных расчетов цилиндрической косозубой передачи силу нормального давления на зуб колеса F_n можно разложить на 3 составляющие:

F_t – окружную силу, направленную по касательной к делительной окружности колеса навстречу вращения (для шестерни) и совпадающую с направлением вращения (для колеса);

F_r – радиальную силу, направленную по радиусу от точки зацепления к центру колеса (шестерни);

F_a – осевую силу, направленную параллельно оси колеса (шестерни).

Соотношение сил в зацеплении цилиндрической косозубой передачи таково:

F_t1 = – F_t2; F_r1 = – F_r2; F_a1 = – F_a2

Составляющие силы нормального давления на зуб шестерни в косозубой цилиндрической передаче вычисляют по зависимостям:

1) окружная сила

2) радиальная сила

3) осевая сила

В зацеплении цилиндрической прямозубой передачи осевой силы нет.

ЭСКИЗИРОВАНИЕ ЗУБЧАТЫ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ ПЕРЕДАЧ

С целью дальнейшего проектирования редуктора (выбора и расчета валов и опорных узлов) необходимо выполнить эскизную компоновку рассчитанной зубчатой цилиндрической передачи. Эскизировать передачу удобнее всего на миллиметровой бумаге формата А2 в виде разреза по плоскости стыка крышки и корпуса редуктора (в масштабе 1: 1).

Формат листа разделить по высоте пополам и провести горизонтальную тонкую линию построения (ТЛП). Это – ось симметрии корпуса редуктора по ширине.

⇐ Предыдущая 1 2 345 6 Следующая ⇒