![](/user_photo/2706_HbeT2.jpg)
- •Основные параметры передачи
- •Классификация передач. Применение
- •Зубчатые передачи получили наибольшее распространение в машиностроении благодаря следующим достоинствам:
- •Червячные передачи
- •Цепные передачи
- •Ременные передачи
- •Фрикционные передачи
- •Зубчатые передачи. Классификация, применение
- •4.1.1 Роль и значение зубчатых передач в машиностроении
- •4.1.2 Достоинства зубчатых передач
- •4.1.3 Недостатки зубчатых передач
- •4.1.4. Классификация зубчатых передач
- •Основные параметры прямозубой цилиндрической эквивалентной передачи
- •Особенности геометрии прямозубых и шевронных передач
- •Усилие возникающее в зацеплении прямозубой передачи
- •Усилие возникающее в зацеплении косозубой передачи
- •Виды повреждения зубьев зубчатых колес
- •4.2.2 Виды разрушений зубчатых колес
- •Понятие о расчете зубьев на контактную выносливость поверхности
- •Понятие о расчете зубьев на изгиб
- •Валы и оси, назначение и применение
- •Конструкция валов и осей
- •Проектный расчет валов зубчатой передачи
- •Расчет вала на совместное действие изгиба и кручение
- •Расчет вала на выносливость
- •Классификация пк
- •Основные типы пк
- •Материалы деталей пк
- •Условные обозначения пк. Расчет пк на долговечность Условное обозначение подшипников качения в России
- •Достоинства
- •Недостатки
- •Материалы пс
- •Практический расчет пс
- •Муфты, назначение, классификация
- •Расчет дисковой фрикционной муфты
- •Соединение врезной призматической шпонкой. Выбор и расчет шпонок
- •Расчет ненапряженных шпоночных соединений
- •Достоинства шлицевых соединений
- •Недостатки шлицевых соединений
- •1) Сложная технология; 2) повышенная точность изготовления; 3) высокая стоимость. Расчет шлицевых соединений
- •Штифтовые соединения, назначение и виды
- •Основные параметры резьбы
- •Классификация резьб
- •Критерии работоспособности болтовых соединений
- •Расчет болта нагруженного осевой силой
- •Расчет болта нагруженного поперечной силой
- •Вариант б - призонные (плотные) болты или штифты, втулки, шпонки (б), (в)
- •Основные параметры червяка
- •Конструкции и параметры червячного колеса
- •Усилие возникающее в зацеплении червячной передачи
- •Тепловой расчет червячных передач
- •3.2 Достоинства фрикционных передач
- •3.3 Недостатки фрикционных передач
- •7.2 Область применения ременных передач
- •7.3 Классификация ремённых передач
- •7.4. Достоинства ремённых передач
- •7.5. Недостатки ремённых передач
- •Передача винт-гайка, назначение и применение
- •5.2 Достоинства передачи винт-гайка
- •5.3 Недостатки передачи винт-гайка
- •Устройство винтового домкрата
- •Расчет винта винтового домкрата
- •Расчет гайки винтового домкрата
- •Расчет сварного соединения в нахлестку лобовыми швами
- •Расчет сварного соединения с помощью фланцевых швов
- •Расчет заклепочных соединений
- •8. Допускаемые напряжения в деталях заклепочных соединениях
Понятие о расчете зубьев на контактную выносливость поверхности
Расчет прочности зубьев по контактным напряжениям. Исследованиями установлено, что наименьшей контактной усталостью обладает околополюсная зона рабочей поверхности зубьев, где наблюдается однопарное зацепление — см. рис. 8.5. Поэтому расчет контактных
напряжений
принято выполнять при контакте в полюсе
зацепления (рис.
4.3). Контакт зубьев можно рассматривать
как контакт двух цилиндров
с радиусами р1
и р2.
При этом контактные напряжения определяют
по формуле (4.2), а именно:
(4.7)
Рис
4.10
Рис
4.11
д
q = FnKH/bw = FtKH/(bw cos aw) = 2T1KH/(dwlbw cos aw). (4.8)
Радиусы кривизны эвольвент зубьев в точке контакта (см. рис. 8.11):
По формуле (4.3):
(4.9)
Где
,
знак «+» для наружного, а «—» для
внутреннего зацепления.
Подставляя
в формулу (4.7) и заменяя
,
получаем
(4.10)
Данная формула определения контактных напряжений является классической. Гост 21354 даёт другую формулу, где ряд коэффициентов имеют иной вид, но она построена на базе формулы 4.10. В различных учебных пособиях и расчётных электронных программах эта формула также может быть представлена в ином виде и поэтому, если Вы выполняете расчет по одному из выбранных пособий, то значения коэффициентов необходимо принимать только из этого пособия.
Значения расчетных контактных напряжений одинаковы для шестерни и колеса. Поэтому расчет выполняют для того из колес пары, у которого меньше допускаемое напряжение [σн] (чаще это бывает колесо, а не шестерня).
Формулу
(8.10) используют для проверочного расчета,
когда все необходимые
размеры и другие параметры передачи
известны. При проектном
расчете необходимо определить размеры
передачи по заданным
основным характеристикам: крутящему
моменту Т1
или Т2
и
передаточному числу и.
С этой целью формулу (4.10) решают
относительно d1
или
а.
Другие
неизвестные параметры оценивают
приближенно или выбирают по рекомендациям
на основе накопленного опыта. В нашем
случае принимаем:
,
=20°,
(sin
2a
0,6428),
Кv
1,15
(этот коэффициент
зависит от окружной скорости и,
которая
пока неизвестна, поэтому принято
некоторое среднее значение — см. табл.
4.2). При этом из
составляющих коэффициента Кн
[см.
формулу (4.4)] остается только Кнβ
.
Далее
обозначаем
—
коэффициент ширины шестерни относительно
диаметра. Подставляя в формулу (4.10) и
решая относительно
d1,
находим:
(4.11)
Решая
относительно межосевого расстояния a,
заменяем
;
и вводим
- коэффициент ширины колеса относительно
межосевого расстояния. После преобразований
с учётом зависимости
(4.12) ,
получим
. (4.13)
При расчёте передач с цилиндрическими зубчатыми колёсами чаще используют формулу (4.13) , так как габариты передачи определяет преимущественно межосевое расстояние.
Ниже приводятся рекомендуемые значения стандартизированного межосевого расстояния и рекомендуемые передаточные числа редукторов.
Стандартные межосевые расстояния aw:
1-й ряд —40, 50, 63, 80, 100, 125, 160, 200, 250, 315, 400...
2-й ряд—140, 180, 225, 280, 355, 450...
Стандартные
значения
: 0,1; 0,125; 0,16; 0,2; 0,25; 0,315; 0,4; 0,5; 0,63; 0,8; 1,0;
1,25.
Стандартные номинальные передаточные числа u:
1-й ряд— 1,0; 1,25; 1,6; 2,0; 2,5; 3,15; 4,0; 5,0; 6,3; 8,0;
2-й ряд— 1,12; 1,4, 1,8; 2,24; 2,8; 3,55; 4,5; 5,6; 7,1; 9,0; 11,2 (допускаемое отклонение ±4%).
Выбор
модуля и числа зубьев. В
формуле (8.10) модуль и число зубьев
непосредственно не участвуют. Они входят
в эту формулу косвенно через
d1,
который
определяется произведением mz1.
Из
этого следует, что значение
контактных напряжений
не зависит от модуля или числа
зубьев в отдельности, а определяется
только их произведениями или
диаметрами колес. По
условиям контактной прочности при
данном d1
передачи может быть сколь угодно малым,
лишь бы соблюдалось
равенство mz1=d1.
Минимально допускаемое значение модуля можно определить из условий прочности зубьев на изгиб. Однако при таком расчете в большинстве случаев получают зацепления с очень мелкими зубьями, применение которых практически ограничено. Поэтому значение т обычно выбирают, ориентируясь на рекомендации, выработанные практикой, и затем проверяют на изгиб. В этих рекомендациях учитывают следующее.
Мелкомодульные
колеса с большим числом зубьев
предпочтительны по
условиям плавности хода передачи
(увеличивается
)
и экономичности.
При
малых т
уменьшаются
потери на трение (уменьшается скольжение),
сокращается расход материала (уменьшается
наружный диаметр)
и
экономится станочное время нарезания
зубьев (уменьшается
объем срезаемого материала).
Крупномодульные колеса с большим объемом зубьев дольше противостоят износу, могут работать длительное время после начала выкрашивания, менее чувствительны к перегрузкам и неоднородности материала (дефекты литья и т. п.). При мелком модуле возрастают требования к точности и жесткости передачи, так как увеличивается возможность поломки зубьев вследствие концентрации нагрузки , в особенности при перегрузках.
Практически
рекомендуется принимать модуль зацепления
в пределах
и стремиться к меньшему его значению.