|
|||||||
АвтоАвтоматизацияАрхитектураАстрономияАудитБиологияБухгалтерияВоенное делоГенетикаГеографияГеологияГосударствоДомДругоеЖурналистика и СМИИзобретательствоИностранные языкиИнформатикаИскусствоИсторияКомпьютерыКулинарияКультураЛексикологияЛитератураЛогикаМаркетингМатематикаМашиностроениеМедицинаМенеджментМеталлы и СваркаМеханикаМузыкаНаселениеОбразованиеОхрана безопасности жизниОхрана ТрудаПедагогикаПолитикаПравоПриборостроениеПрограммированиеПроизводствоПромышленностьПсихологияРадиоРегилияСвязьСоциологияСпортСтандартизацияСтроительствоТехнологииТорговляТуризмФизикаФизиологияФилософияФинансыХимияХозяйствоЦеннообразованиеЧерчениеЭкологияЭконометрикаЭкономикаЭлектроникаЮриспунденкция |
Расчет зубьев на прочность при изгибе
Условие прочностной надежности зуба: (1.20) где –максимальное напряжение в опасном сечении зуба; – допускаемое напряжение изгиба для материала зуба. Для оценки прочностной надежности зубчатой передачи необходимо иметь уравнение, связывающее максимальные напряжения в опасном сечении с внешней нагрузкой на зуб и размерами опасного сечения (параметрами передачи). а). Прямозубые цилиндрические передачи Расчет выполняют для наиболее опасного случая – однопарного зацепления, когда вся внешняя нагрузка передается одной парой зубьев. (1.21) где Ft – окружная сила; BW –ширина венца колеса; m –модуль зацепления; yF – коэффициент формы зуба; KFα – коэффициент, учитывающий одновременное участие в передаче нагрузки нескольких пар зубьев (KFα= 1); KFβ –коэффициент концентрации нагрузки; KFυ –коэффициент динамической нагрузки. б). Косозубые цилиндрические передачи (1.22) где – коэффициент, учитывающий наклон зубьев; –коэффициент перекрытия; где – коэффициент ширины колеса; для колес низкой твердости (не более 350 НВ); (более 350 НВ). Ширину зубчатых колес принимают в зависимости от диаметра шестерни. в). Конические передачи В опасном сечении зуба конического колеса максимальные напряжения (1.23) где – экспериментальный коэффициент, учитывающий пониженную нагрузочную способность конических передач по сравнению с цилиндрическими передачами из-за конструктивных особенностей; m –модуль в среднем нормальном сечении зуба. = 0,85 – для конических прямозубых передач; 1-1.2 – для передач с круговыми зубьями. 2. Расчет на контактную прочность активных поверхностей зубьев Расчет зубьев выполняют для фазы зацепления в полюсе. (1.24) где –максимальное контактное напряжение на активной поверхности зубьев; –допускаемое контактное напряжение. Контактные напряжения одинаковы для обоих колес, поэтому расчет выполняют для того колеса, у которого меньше. Для расчета зубчатой передачи на контактную прочность необходимо иметь уравнение, связывающее максимальное напряжение с внешней нагрузкой и параметрами передачи. а). Прямозубые и косозубые передачи (1.25) где ZH –коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей; ZM–коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес (модули упругости Е1 и Е2 и коэффициенты Пуассона, и ). ZM= 275 – для стальных колес; Zε – коэффициент, учитывающий суммарную.длину контактных линий. – для прямозубых передач. (1.26) – для косозубых передач. в предварительных расчетах, –из таблиц. –межосевое расстояние; –ширина колеса; U – передаточное число. принимают в зависимости от межосевого расстояния. (1.27) где – коэффициент ширины колеса. = 0,315-0,5 – при симметричном положении колес; = 0,25-0,4 – при несимметричном; = 0,2-0,25 – при консольном расположении. б). Конические передачи (прямозубые) Расчет производить по формуле (1.23), где вместо коэффициента подставить коэффициент (установлен экспериментально, учитывает особенности прочности конических передач). 0,85 –для прямозубых.
Поиск по сайту: |
Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав. Студалл.Орг (0.008 сек.) |