Головна

Перевірочний розрахунок закритої циліндричної передачі

  1.  HTTP - Протокол передачі гіпертекстів
  2.  А - відкритої, б - закритої
  3.  А. Деталі для передачі обертального руху
  4.  Алгоритм розрахунку теплопередачі через непроникні стінки
  5.  Асиметрія інформації та основні принципи передачі інформації
  6.  Види каналів передачі даних
  7.  Вірусні гепатити з фекально-оральним механізмом передачі.

Перевірка контактної витривалості робочих поверхонь зубів коліс. Розрахунком повинна бути перевірена справедливість дотримання наступних нерівностей [1]:

- Для прямозубих коліс

;

- Для косозубих коліс

де ZH - коефіцієнт підвищення міцності косозубих передач по контактним напруженням, .

Всі геометричні параметри розраховуються коліс визначені в п.2.4. Для косозубой передачі додатково розраховують  - Коефіцієнт торцевого перекриття зубчастої передачі за формулою [1]:

Тут також знак "+" відноситься до передач зовнішнього зачеплення, а "-" -Внутрішній зачеплення.

Розраховують (або уточнюють) величину крутного моменту Т1 в Нмм на шестерні перевіряється передачі:

,

де - ККД передачі, він враховує втрати потужності в зубчастої передачі; зазвичай = 0,97.

Для визначення коефіцієнта внутрішньої динамічної навантаження  необхідно по табл. 2.6 призначити ступінь точності передачі в залежності від окружної швидкості в зачепленні

 , М / с.

Таблиця 2.6

Ступеня точності зубчастих передач

 ступінь  Окружні швидкості обертання коліс V, м / с
 точності  прямозубих  косозубих
   циліндричних  конічних  циліндричних
 до 15  до 12  до 30
 до 10  до 8  до 15
 до 6  до 4  до 10
 до 2  до 1,5  до 4

Потім по табл. 2.7 знаходять значення коефіцієнта  для розраховується передачі.

У косозубой передачі теоретично зачіпається одночасно не менше двох пар зубів. Однак практично помилки нарізування зубів можуть усунути двухпарная зачеплення, і при контакті однієї пари між зубами другої пари може бути невеликий зазор, який усувається під навантаженням внаслідок пружних деформацій зубів. Це враховують коефіцієнтом KH, який призначається з табл. 2.8.

Таблиця 2.7

Значення коефіцієнтів KHv і KFv

 Степеньточнос-ти  Твёрдостьповерхнос-тей зубів  Коеф-фіці-енти  Окружна швидкість
 V, м / с
       1.03  1.06  1.12  1.17  1.23  1.28
     KHv  1.01  1.02  1.03  1.04  1.06  1.07
  а    1.06  1.13  1.26  1.40  1.53  1.67
   KFv  1.02  1.05  1.10  1.15  1.20  1.25
       1.02  1.04  1.07  1.10  1.15  1.18
  б  KHv  1.00  1.00  1.02  1.02  1.03  1.04
       1.02  1.04  1.08  1.11  1.14  1.17
     KFv  1.01  1.02  1.03  1.04  1.06  1.07
       1.04  1.07  1.14  1.21  1.29  1.36
     KHv  1.02  1.03  1.05  1.06  1.07  1.08
  а    1.08  1.16  1.33  1.50  1.67  1.80
   KFv  1.03  1.06  1.11  1.16  1.22  1.27
       1.03  1.05  1.09  1.14  1.19  1.24
  б  KHv  1.00  1.01  1.02  1.03  1.03  1.04
       1.03  1.05  1.09  1.13  1.17  1.22
     KFv  1.01  1.02  1.03  1.05  1.07  1.08
       1.04  1.08  1.16  1.24  1.32  1.40
     KHv  1.01  1.02  1.04  1.06  1.07  1.08
  а    1.10  1.20  1.38  1.58  1.78  1.96
   KFv  1.03  1.06  1.11  1.17  1.23  1.29
       1.03  1.06  1.10  1.16  1.22  1.26
  б  KHv  1.01  1.01  1.02  1.03  1.04  1.05
       1.04  1.06  1.12  1.16  1.21  1.26
     KFv  1.01  1.02  1.03  1.05  1.07  1.08
       1.05  1.10  1.20  1.30  1.40  1.50
     KHv  1.01  1.03  1.05  1.07  1.09  1.12
  а    1.13  1.28  1.50  1.77  1.98  2.25
   KFv  1.04  1.07  1.14  1.21  1.28  1.35
       1.04  1.07  1.13  1.20  1.26  1.32
  б  KHv  1.01  1.01  1.02  1.03  1.04  1.05
       1.04  1.07  1.14  1.21  1.27  1.34
     KFv  1.01  1.02  1.04  1.06  1.08  1.09

Примітки: 1. Твердість поверхонь зубів

2. Верхні цифри відносяться до прямих зубах, нижні -

до косим зубах.

Таблиця 2.8

   Окружна скоростьv, м / с  Cтепеньточності  KH  KF  
     1.03  1.07  
   До 5  1.07  1.22  
     1.13  1.35  
   5-10  1.05  1.20  
     1.10  1.30  
   10-15  1.08  1.25  
     1.15  1.40  

Якщо в результаті перевірки виявиться істотна недовантаження (понад 10%) передачі, то з метою більш повного використання можливостей матеріалів зубчастих коліс можливе корегування робочої ширини зубчастого вінця по співвідношенню .

Уточнене значення робочої ширини вінця рекомендується округлити до нормального лінійного розміру (по табл.2.5).

Перевірка міцності зубів по напруженням вигину. Розрахунок виконують окремо для шестерні і зубчастого колеса передачі після уточнення навантажень на зубчасті колеса і їх геометричних параметрів.

Перевіряють справедливість співвідношення розрахункових напруг вигину F і допустимих напружень [F]:

для прямозубих коліс

і для косозубих коліс

,

де  - Коефіцієнт підвищення міцності косозубих передач по напруженням вигину,  . Тут Y коефіцієнт, що враховує підвищення згинальної міцності внаслідок нахилу контактної лінії на зубі до основи зуба,  , Де b підставляють в градусах. Коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження між одночасно зачіпляються зубами KF призначають по табл. 2.8.

Окружне зусилля в зачепленні коліс розраховують за формулою

 , Н.

Коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження по довжині лінії контакту KF визначають за графіками рис. 2.7 в, аналогічно розглянутому вище визначенню значення коефіцієнта KH.

Коефіцієнт форми зуба YF для прямозубих коліс призначають по табл. 2.9 в залежності від фактичного числа зубів для прямозубих коліс і від числа зубів еквівалентних коліс  - Для косозубих коліс. Табл. 2.9 складена для випадку відсутності зміщення зуборізних інструментів (x = 0) при зубонарізуванні.

Якщо при перевірочному розрахунку робочі напруги вигину  в зубах коліс виявляються значно менші за розміром, ніж допустимі напруження  , То для закритих передач це цілком допустимо, так як здатність навантаження таких передач обмежується, як правило, контактної витривалістю зубів.

Таблиця 2.9

Коефіцієнт форми зуба YF

   Z або ZV  YF  Z або ZV  YF  Z або ZV  YF  Z або ZV  YF  Z або ZV  YF  Z або ZV  YF  
   4,28  3,92  3,80  3,66  3,61  3,62  
   4,27  3,90  3,78  3,65  3,61    3,63  
   4,07  3,88  3,75  3,68  3,60      
   3,98  3,81  3,70  3,62  3,60      

2.5. Розрахунок відкритої циліндричної зубчастої

передачі

З огляду на умови і характер роботи відкритих передач (недостатня захищеність від забруднення абразивними частинками і збільшений абразивний знос при поганій мастилі, великі деформації валів, що призводить до збільшення зазорів в зачепленні, зростанню динамічних навантажень, до зниження міцності зношених зубів за рахунок зменшення площі їх поперечного перерізу і , як наслідок, до поломки зубів), дані передачі рекомендують розраховувати по напруженням вигину. У цих передачах викришування не спостерігається, так як поверхневі шари зубів зношуються і видаляються раніше, ніж з'являються втомні тріщини.

Для проектного розрахунку відкритих передач по напруженням вигину визначають модуль зачеплення з виразів [1]:

для прямозубих коліс

для косозубих коліс

тут:

 - Число зубів шестерні відкритої передачі (див. Вихідні дані);

 - Коефіцієнт ширини зубчастого вінця колеса щодо модуля, рекомендують призначати для відкритих передач bm = 10 ... 15;

[F1] - допустиме напруження вигину зубів шестерні, Н / мм 2, визначають відповідно до п.2.2. («Розрахунок допустимих напружень»);

Т3 - момент на шестірні, Нмм; ;

 - Визначають по п.2.5. («Перевірка міцності зубів по напруженням вигину»);

КF - дивись рис. 2.3, б;

YF3 - дивись табл. 2.9.

Отримане значення модуля округляють в більшу сторону до значення із стандартного ряду модулів (див. П.2.4).

Знаючи значення модуля, визначають геометричні розміри шестерні:

діаметр ділильний -  або

діаметр вершин зубів -

діаметр западин зубів -

ширина вінця -

Точність обчислення діаметрів шестірні до 0,001 мм, значення ширини зубчастого вінця округлюють до цілого числа за нормальними лінійними розмірами (див. Табл. 2.5). Перевірочний розрахунок такої передачі по контактним напруженням виконують відповідно до п.2.5. («Перевірки розрахунок закритої циліндричної передачі»).

Планетарний зубчасті передачі

Планетарними називають передачі, які мають зубчасті колеса з переміщаються осями [8,29]. Ці рухливі колеса подібно до планет Сонячної системи обертаються навколо своїх осей і одночасно переміщаються разом з осями, здійснюючи плоский рух, називаються вони сателітами (лат. satellitum - супутник). Рухливі колеса котяться по центральним колесам (їх іноді називають сонячними колесами), маючи з ними зовнішнє, а з корончатим колесом внутрішнє зачеплення. Осі сателітів закріплені в водію і обертаються разом з ним навколо центральної осі.

Планетарні передачі мають ряд переваг перед звичайними:

+ Великі передавальні відносини при малих габаритах і масі;

+ Можливість складання або розкладання механічної потужності;

+ Легке управління і регулювання швидкості;

+ Малий шум внаслідок замикання сил в механізмі.

В планетарних передачах широко застосовують внутрішнє зубчасте зачеплення з кутом aw = 30о.

Для забезпечення складання планетарних передач необхідно дотримуватися умова співвісності (збіг геометричних центрів коліс); умова складання (сума зубів центральних коліс кратна числу сателітів) і сусідства (вершини зубів сателітів не стикаються один з одним).

Зубчасті колеса планетарних передач розраховуються за тими ж законами, що і колеса звичайних циліндричних передач [39].




 Поняття про автоматизованому проектуванні |  Системний підхід при проектуванні |  КЛАСИФІКАЦІЯ ДЕТАЛЕЙ МАШИН |  ПЕРЕДАЧІ |  ЦИЛІНДРИЧНІ зубчасті передачі |  Критерії розрахунку евольвентних зубів |  Сили в зубчастому зачепленні |  Вибір матеріалів зубчастих передач і виду термообробки |  Розрахунок допустимих напружень |  Проектний розрахунок закритою циліндричної зубчастої передачі |

© 2016-2022  um.co.ua - учбові матеріали та реферати