загрузка...
загрузка...
На головну

Розрахунок циліндричної прямозубой передачі на контактну міцність

  1. I. Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок
  2. I. Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок
  3. I. Розрахунок накопичувальної частини трудової пенсії.
  4. I. Розрахунок розміру плати за комунальну послугу, надану споживачеві за розрахунковий період в i-м житловому приміщенні (житловий будинок, квартира) або нежитловому приміщенні
  5. I. Розрахунок розміру плати за комунальну послугу, надану споживачеві за розрахунковий період в i-м житловому приміщенні (житловий будинок, квартира) або нежитловому приміщенні
  6. I. Розрахунок розміру страхової частини трудової пенсії.
  7. II. ЗАВДАННЯ ДЛЯ ТИПОВИХ РОЗРАХУНКІВ

Розрахунок міцності контактуючих поверхонь зубів заснований на обмеженні максимальних нормальних напружень.

При виведенні формул прийняті наступні допущення: зуби розглядають як два знаходяться в контакті циліндра з паралельними утворюючими (радіуси цих циліндрів приймають рівними радіусів кривизни профілів зубів в полюсі зачеплення); навантаження вважають рівномірно розподіленим по довжині зуба; контактують профілі припускають нерозділеними масляною плівкою.

На підставі цих припущень до розрахунку зубчастих коліс можна застосувати результати досліджень на контактну міцність циліндричних роликів. Найбільші нормальні контактні напруги виникають в точках, що лежать на дуже малій глибині під лінією контакту за формулою Герца-Бєляєва:

 (16)

де - Розрахункова питома нормальна навантаження; - Наведений модуль пружності матеріалів зубів; - Приведений радіус кривизни профілів зубів шестерні і колеса; - коефіцієнт Пуассона. Для прямозубих коліс без урахування коефіцієнтів навантаження

, (17)

де - Нормальна сила, що діє на зуб (див. Рис. 35); - Окружна сила; - Сумарна довжина контактної лінії (для прямозубих передач - Ширина вінця, так як ; тут - Коефіцієнт, що враховує мінливість сумарної довжини контактної лінії); - Коефіцієнт перекриття.

Для обліку нерівномірності розподілу навантаження по довжині контактних ліній, а також для обліку динамічних навантажень внаслідок похибки виготовлення і деформації деталей передачі вводять коефіцієнт навантаження (Див. Табл. 6-7).

Звідси

 (18)

Наведений модуль пружності , де и - Модулі пружності матеріалів шестерні та колеса.

Зуби розглядаються як циліндри довжиною (Ширина зубчастого колеса) і радіусів и , де

Наведений радіус кривизни зубів в полюсі

Тут знак «плюс» для зовнішнього зачеплення, знак «мінус» - для внутрішнього зачеплення.

підставляючи значення и в формулу (17), після перетворень отримаємо

 (19)

Позначимо у формулі (19) вираз через - Коефіцієнт, що враховує форму сполучених поверхонь зубів;

- Коефіцієнт, що враховує механічні властивості

матеріалів пов'язаних коліс ( = 275 МПа1/2 - Для сталевих коліс);

- Коефіцієнт, що враховує сумарну довжину контактних лінії для прямозубих передач.

Отримаємо розрахункову формулу, рекомендовану для перевірочного розрахунку:

(20)

Після підстановки значень ; и в формулу (20) і деяких перетворень отримаємо зручну для розрахунку формулу

 (21)

значення визначають за формулою ( - Див. Табл. 9).

Після деяких перетворень формули (21) отримаємо формулу проектувального розрахунку для визначення міжосьової відстані прямозубих зубчастих передач:

позначимо через допоміжний коефіцієнт

(Для прямозубих передач при = 1,25, = 49,5 МПа1/3).

Тоді формула проектного розрахунку для визначення міжосьової відстані закритих циліндричних передач

 (22)

Контактні напруги (МПа) при розрахунку робочих поверхонь на утомлююча вищерблення розраховуються за формулою

,

де - Межа витривалості робочих поверхонь зубів (табл. 11), відповідний базовому числу циклів зміни напруг , МПа (база випробувань визначається по табл. 12);

- Коефіцієнт безпеки ( = 1,1 при нормалізації, поліпшенні або об'ємної загартуванню; при поверхневому загартуванню і цементації = 1,2);

- Коефіцієнт, що враховує шорсткість сполучених поверхонь зубів ( );

- Коефіцієнт довговічності, що враховує вплив терміну служби, режиму навантаження передачі і можливість підвищення допустимих напружень для короткочасно працюють передач.

Таблиця 11. Межі контактної витривалості

, МПа  матеріал  Твердість поверхонь зубів (середня)  Термічна обробка зубів
2 НВ + 7018 HRC +15017 HRC +200  Сталь вуглецева і легована НВ < 350HRC 38-50HRC 40-50  Нормалізація, улучшеніеОб'емная закалкаПоверхностная гарт
 23HRC  Інша сталь легована HRC> 56HV 550-750  Цементація і нітроцементаціяАзотірованіе

Таблиця 12. Базове число циклів

 Твердість поверхонь зубів НВ  до 200
, Млн. Циклів  17,0  26,4  38,3  52,7

При постійному навантаженні ; (або ) - Циклічна довговічність.

При змінному навантаженні розрахункова циклічна довговічність визначається за формулою:

,

де КНЕ - коефіцієнт приведення змінного режиму навантаження до постійного еквівалентному

В розрахункові формули (21) і (22) входить менше з допустимих напружень, встановлених для шестерні і колеса. Так як матеріал колеса має зазвичай меншу твердість, ніж матеріал шестерні, то в більшості випадків для колеса менше.

У табл. 11 дано значення межі витривалості (База випробувань) для різних матеріалів зубчастих коліс.

 



Попередня   155   156   157   158   159   160   161   162   163   164   165   166   167   168   169   170   Наступна

рейка; 2 - собачка 1 храповик; 2 - провідний важіль; 3 - собачка | ролик; 3 - мальтійський хрест; 4 - паз мальтійського хреста | Короткі відомості про методи виготовлення зубчастих коліс, їх конструкціях, матеріалах | Змазування зубчастих передач | Основні елементи зубчастої передачі. Терміни, визначення та позначення | Основна теорема зубчастого зачеплення. Поняття про лінії і полюсі зачеплення. профілювання зубів | Короткі відомості про коригуванні зацеплений | Види руйнувань зубів | Циліндричні прямозубі передачі. Пристрій і основні геометричні співвідношення | Передач з евольвентним профілем зубів |

загрузка...
© um.co.ua - учбові матеріали та реферати