АвтоАвтоматизацияАрхитектураАстрономияАудитБиологияБухгалтерияВоенное делоГенетикаГеографияГеологияГосударствоДомДругоеЖурналистика и СМИИзобретательствоИностранные языкиИнформатикаИскусствоИсторияКомпьютерыКулинарияКультураЛексикологияЛитератураЛогикаМаркетингМатематикаМашиностроениеМедицинаМенеджментМеталлы и СваркаМеханикаМузыкаНаселениеОбразованиеОхрана безопасности жизниОхрана ТрудаПедагогикаПолитикаПравоПриборостроениеПрограммированиеПроизводствоПромышленностьПсихологияРадиоРегилияСвязьСоциологияСпортСтандартизацияСтроительствоТехнологииТорговляТуризмФизикаФизиологияФилософияФинансыХимияХозяйствоЦеннообразованиеЧерчениеЭкологияЭконометрикаЭкономикаЭлектроникаЮриспунденкция

Расчет зубчатых передач на контактную прочность и изгиб

Читайте также:
  1. D. Акустический расчет
  2. I. Расчет номинального значения величины тока якоря.
  3. I. Расчет режимов резания на фрезерование поверхности шатуна и его крышки.
  4. I. Расчет тяговых характеристик электровоза при регулировании напряжения питания ТЭД.
  5. I: Кинематический расчет привода
  6. II. Расчет и выбор электропривода.
  7. II. Расчет номинального значения величины магнитного потока.
  8. II. Расчет силы сопротивления движению поезда на каждом элементе профиля пути для всех заданных скоростях движения.
  9. II: Расчет клиноременной передачи
  10. III. Методика расчета эффективности электрофильтра.
  11. III. Расчет и построение кривой намагничивания ТЭД.
  12. III.Расчет допускаемых напряжений изгиба и контактных напряжений.

 

Перечисленные выше виды разрушения зубьев предупреждают расчетом на прочность по контактным напряжениям (против выкрашивания) и расчетом на прочность при изгибе (против поломки зуба). Изнашивание предупреждают в основном выбором соответствующего материала колес и вида термообработки.

Расчет прямозубых колес закрытых зубчатых передач на прочность по контактным напряжениям, выполняемый как проектный, ведется по уже известной формуле Герца:

 

где σн и [σн]- действующие и допускаемые контактные напряжения;

Епр – приведенный модуль упругости,

;

здесь Е1, Е2 – модули упругости материала шестерни и колеса;

μ- коэффициент Пуассона;

ρпр - приведенный радиус кривизны

;

здесь ρ1, ρ2 – радиусы кривизны эвольвент зубьев;

q - нормальная нагрузка на единицу длины контактной линии зуба,

где Fn - равнодействующая сила (см. рис. 13);

b2 -ширина зубчатого венца зубчатого колеса.

Вследствие динамического характера нагружения зубьев и неравномерности распределения нагрузки формула Герца в чистом виде для расчета зубчатых колес дает неверные результаты. Поэтому в нее вводят поправочные эмпирические (опытные) коэффициенты k, k, kHv, учитывающие неравномерность распределения нагрузки между зубьями, неравномерность ее распределение по линии контакта зубьев и динамичность нагрузки.

Тогда условие прочности зубьев по контактным напряжениям имеет вид:

.

Важнейшим критерием работоспособности зубчатых передач является прочность зубьев на изгиб Расчет изгибной прочности зубьев проводят в качестве проверочного.

При выводе расчетной формулы принимают допущения

1. Зуб рассматривают как консольную балку, нагруженную сосредоточенной силой Fn, которая вызывает в сечениях зуба напряжения изгиба и сжатия (рис. 16). Силу Fn переносят по линии зацепления NN до оси зуба (в точку О).

 

Рис. 16. Схема расчета зубьев на изгиб

(1 – усталостная трещина)

 

2. Силу трения и напряжения сжатия в расчете не учитывают. При этих допущениях наибольшее напряжение изгиба наблюдается в опасном сечении А-В ножки зуба, расположенном в зоне концентрации напряжений.

Условие прочности зубьев по напряжениям изгиба имеет вид:

,

где Ft - окружная сила,

Wx - осевой момент сопротивления опасного сечения ножки зуба,

l - плечо изгиба,

Кт - теоретический коэффициент концентрации напряжений,

k, k, kFv - коэффициенты неравномерности и динамичности нагрузки,

F] - допускаемое напряжение изгиба в опасном сечении зуба.

 

Прочностные расчеты закрытых косозубых цилиндрических и конических колес проводят аналогично вышерассмотренным расчетам прямозубых цилиндрических колес. Предварительно косозубые цилиндрические и конические колеса приводят к так называемым эквивалентным прямозубым цилиндрическим колесам. Приведение заключается в подсчете числа зубьев эквивалентных колес:

 

для косозубых цилиндрических колес:

для конических колес:

 

где zэкв - число зубьев эквивалентного прямозубого цилиндрического колеса;

z - действительное число зубьев косозубого цилиндрического или конические колеса;

β - угол наклона зубьев косозубого цилиндрического колеса;

δ - угол конусности конического колеса.

 

Расчет прочности ведут по формулам для эквивалентных прямозубых передач с введением в них дополнительных поправочных коэффициентов.

Открытые цилиндрические и конические передачи изготавливают с прямыми зубьями. Вследствие повышенного изнашивания их считают прирабатывающимися при любой твердости рабочих поверхностей зубьев.

Размеры открытой передачи определяют, исходя из расчета на контактную прочность, с последующей проверкой на изгиб. Причем расчет выполняют аналогично расчету закрытых прямозубых передач, принимают только другие эмпирические коэффициенты и расчетный модуль увеличивают на 40% (из-за повышенного износа зубьев).

 


1 | 2 | 3 | 4 | 5 | 6 | 7 | 8 | 9 | 10 | 11 | 12 | 13 | 14 | 15 | 16 | 17 |

Поиск по сайту:



Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав. Студалл.Орг (0.004 сек.)