Главная Обратная связь

Дисциплины:

Архитектура (936)
Биология (6393)
География (744)
История (25)
Компьютеры (1497)
Кулинария (2184)
Культура (3938)
Литература (5778)
Математика (5918)
Медицина (9278)
Механика (2776)
Образование (13883)
Политика (26404)
Правоведение (321)
Психология (56518)
Религия (1833)
Социология (23400)
Спорт (2350)
Строительство (17942)
Технология (5741)
Транспорт (14634)
Физика (1043)
Философия (440)
Финансы (17336)
Химия (4931)
Экология (6055)
Экономика (9200)
Электроника (7621)






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; yFкоэффициент формы зуба; K коэффициент, учитывающий одновременное участие в передаче нагрузки нескольких пар зубьев (K= 1); K –коэффициент концентрации нагрузки; K –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; Zεкоэффициент, 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.

 

 

Тема 2. ЧЕРВЯЧНЫЕ ПЕРЕДАЧИ

 


Эта страница нарушает авторские права

allrefrs.ru - 2019 год. Все права принадлежат их авторам!