АвтоАвтоматизацияАрхитектураАстрономияАудитБиологияБухгалтерияВоенное делоГенетикаГеографияГеологияГосударствоДомДругоеЖурналистика и СМИИзобретательствоИностранные языкиИнформатикаИскусствоИсторияКомпьютерыКулинарияКультураЛексикологияЛитератураЛогикаМаркетингМатематикаМашиностроениеМедицинаМенеджментМеталлы и СваркаМеханикаМузыкаНаселениеОбразованиеОхрана безопасности жизниОхрана ТрудаПедагогикаПолитикаПравоПриборостроениеПрограммированиеПроизводствоПромышленностьПсихологияРадиоРегилияСвязьСоциологияСпортСтандартизацияСтроительствоТехнологииТорговляТуризмФизикаФизиологияФилософияФинансыХимияХозяйствоЦеннообразованиеЧерчениеЭкологияЭконометрикаЭкономикаЭлектроникаЮриспунденкция

Методические указания. “Детали машин и основы конструирования”

Читайте также:
  1. II. Общие указания по заполнению Извещения о ДТП
  2. III. МЕТОДИЧЕСКИЕ РЕКОМЕНДАЦИИ СТУДЕНТАМ ПО ПОДГОТОВКЕ К СЕМИНАРУ
  3. III. Общие методические указания по выполнению курсовой работы
  4. Базовый учебники, учебные и учебно-методические пособия
  5. Задание и методические указания
  6. Задания к контрольной работе по дисциплине и методические указания к их выполнению
  7. Задания к контрольной работе по дисциплине и методические указания к их выполнению
  8. Запрещается давать оперативные указания о движении поездов на участке без ведома поездного диспетчера.
  9. ИЛИ ИСТИННЫЕ УКАЗАНИЯ ДЛЯ ИСТОЛКОВАНИЯ ПРИРОДЫ
  10. Инструктивно-методические материалы
  11. Интегрированная оценка финансового состояния предприятия, методические подходы.
  12. Информационно-методические

РАСЧЕТ ОТКРЫТЫХ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ

 

по курсу

“Детали машин и основы конструирования”

для студентов специальностей

 

 

Москва 2003 г.

 

 

Введение.

 

Открытые зубчатые передачи довольно широко применяются в приводах строительных и мелиоративных машин. Например, привод ротора траншейного экскаватора, механизмы поворота некоторых моделей кранов и экскаваторов, отвала автогрейдера, привод барабана бетоносмесителя, привод конусных камнедробилок, механизмы передвижения кранов и т.п.

Открытые зубчатые передачи работают в довольно неблагоприятных условиях, имеют определенные конструктивные особенности, в числе которых следует отметить: консольное расположение зубчатых колес относительно опор, большие вращающие моменты на валах, плохие условия смазки, или полное отсутствие ее, абразивный износ поверхности зубьев. В механизмах с большим передаточным отношением изготовление зубчатых колес большого диаметра связано с технологическими возможностями оборудования.

В учебной литературе последних лет издания практически отсутствуют методические указания по расчету открытых зубчатых передач. В учебниках "Детали машин" приведены только теоретические основы расчета этих передач по напряжениям изгиба.

 

1. Критерии работоспособности и расчета.

 

С достаточной степенью точности для практических расчетов можно считать, что при передаче вращающего момента в зацеплении действует нормальная сила Fn, рис. 1. Под действием этой силы зуб находится в сложном напряженном состоянии. Решающее влияние на его работоспособность оказывают два основных напряжения: контактные sН и изгиба sF. Напряжения изменяются во времени по определенному отнулевому циклу, за время одного оборота колеса t происходит полный цикл нагружения каждого зуба.

Рис. 1.

 

Переменные напряжения являются причиной усталостного разрушения зубьев: поломка зубьев от напряжений изгиба и выкрашивание поверхности от контактных напряжений.

Открытые зубчатые передачи работают при плохой смазке, а в некоторых случаях при полном отсутствии ее. Это приводит к абразивному износу зубьев. В передачах, работающих со значительным износом, выкрашивания поверхности не наблюдается, т.к. поверхностные слои истираются раньше, чем появляются трещины усталости. Интенсивность износа увеличивается при загрязнении зубьев абразивными частицами (пыль, грунт, строительные материалы). В результате износа зубьев увеличиваются зазоры в зацеплении, искажается профиль зубьев, появляется шум, возрастают динамические нагрузки. Прочность изношенных зубьев понижается вследствие уменьшения площади поперечного сечения. При этом увеличивается вероятность поломки зубьев. На основании этого, расчет открытых зубчатых передач производится по напряжениям изгиба. Наибольшие напряжения изгиба действуют в основании ножки зуба в зоне перехода эвольвенты в галтель, рис. 2. Здесь же имеет место концентрация напряжения. Результирующие напряжения sF определяются на растянутой стороне зуба, так как в большинстве случаев именно здесь возникают трещины усталостного разрушения

.

Рис. 2.

 

После подстановки параметров зубьев и введения коэффициентов расчетной нагрузки получается формула для определения напряжений sF, которая используется для проверочного расчета цилиндрических передач

,

где: Ft окружная сила,

b ширина зубчатого венца,

m модуль,

YF коэффициент формы зуба, определяется в зависимости от числа зубьев,

KF коэффициент расчетной нагрузки, KF = KFb×KFV, где: KFb коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки вдоль линии контакта зубьев, KFV коэффициент, учитывающий динамические нагрузки в зацеплении.

Более подробно вывод этой формулы приведен в учебнике [1].

 

При проектировании открытых цилиндрических передач эту формулу решают относительно модуля, производя ряд замен некоторых величин другими для удобства расчетов

,

где: Km коэффициент, принимаемый для прямозубых передач Km = 14,

Т1 вращающий момент на шестерне,

Z1 число зубьев шестерни,

ybd коэффициент ширины зубчатого венца относительно диаметра, ybd = b/d1,

[sF] допускаемые напряжения изгиба.

При расчете конических зубчатых передач учитываются особенности геометрической формы зубьев и нагружения их. Размеры поперечного сечения зуба конического колеса изменяются пропорционально расстоянию этих сечений от вершины конуса. Все поперечные сечения зуба геометрически подобны, рис. 3. Известно, что удельная нагрузка q распределяется по закону треугольника, вершина которого совпадает с вершиной делительного конуса, и что напряжения изгиба одинаковы по всей длине зуба [1]. Это позволяет вести расчет по любому сечению. На практике за расчетное принято среднее сечение зуба с нагрузкой qm.

Рис. 3.

По аналогии с прямозубой цилиндрической передачей напряжения изгиба sF определяются по формуле:

,

где: mm модуль в среднем нормальном сечении зуба,

0,85 коэффициент, учитывающий нагрузочную способность конической прямозубой передачи относительно цилиндрической по опытным данным.

 

2. Последовательность расчета цилиндрической передачи.

 

1. Выбирается марка стали, вид заготовки, термообработка, твердость поверхности зубьев шестерни и колеса. Рекомендуемые марки сталей: 40, 45, 40Х. Вид термообработки: нормализация или улучшение, причем улучшение рекомендуется при диаметре колеса не более 500 мм. Более подробно марки сталей, термообработка и механические свойства приведены в таблице 1. Вид заготовки: поковка или литье. Литье следует выбирать при диаметре колеса более 500 мм.

 

Механические свойства сталей, применяемых для изготовления зубчатых колес при термообработке нормализация и улучшение (НВ<350).

 

Таблица 1

 

Марка стали Толщина сечения заготовки, мм sв, Мпа sт, Мпа Твердость, НВ Термообработка
  До 100 100...300 300...500     140...187 Нормализация
  До 100 100...300 300...500     152...207   Нормализация  
  100...300     192...228 Улучшение
  До 100 100…300 300…500     170…217 Нормализация
  До 90 90...120 >130     230...250 210...220   Улучшение
30ХГС До 60 100...160 160...250       225...250   Нормализация    
  До 140 140...300     235...280 Улучшение
35Х До 60 60...100 100...200       190...240   Нормализация  
  До 200     220...260 Улучшение
40Х 100…200 200…300     200…230 Нормализация
40Х До 120 120...150 150...180 180...250     250...285 240...270 230...255 215...240   Улучшение    
40ХН До 150 150...180 180...250     265...295 250...280 235...265   Улучшение
45Х До 100 100...300     230...280 200.265 Улучшение

 

 

2. Определяются допускаемые напряжения изгиба [sF], МПа:

где: sFlim предел выносливости по напряжениям изгиба, при термообработке нормализация и улучшение sFlim =1,8 HB, где НВ твердость зубьев шестерни,

SF коэффициент безопасности, SF = 1,7…2,2, для литья SF = 2,0…2,2,

KFL коэффициент долговечности, можно принять KFL = 1,

KFC коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки, при односторонней нагрузке KFC = 1.

 

3. Определяются числа зубьев z1 и z2:

z1 принимается из условия z1>zmin, для прямозубых некоррегированных передач zmin=17. Рекомендуется принимать z1 = 18…24.

.

 

4. Определяется модуль m, мм:

,

где: Km коэффициент, принимаемый для прямозубых передач 14,

Т1 вращающий момент на шестерне, Нм,

YF коэффициент формы зуба, таблица 2,

z1 число зубьев шестерни,

[sF] допускаемые напряжения изгиба, МПа,

KFb коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по линии контакта зубьев, при консольном расположении шестерни относительно опор предварительно можно принять KFb =1,25…1,35,

ybd коэффициент ширины зубчатого венца относительно диаметра, для открытых передач ybd = 0,25…0,4,

Кизн коэффициент, учитывающий уменьшение толщины зуба вследствие износа, рекомендуется принимать Кизн=1,25…1,5 в зависимости от условий эксплуатации [2].

Величину модуля m следует выбрать по ГОСТ из ряда, мм:

2; 2,5; 3; 3,5; 4; 4,5; 5; 5,5; 6; 7; 8; 9; 10; 12.

 

Коэффициент формы зуба YF

Таблица 2

  Z                      
YF 4,28 4,09 3,9 3,8 3,7

 

5. Определяются делительные диаметры шестерни и колеса d1 и d2, мм:

, .

 

6. Ширина зубчатого венца b, мм:

,

величину b следует округлить до целого числа. Ширина венца шестерни принимается на 4…5 мм больше ширины колеса.

 

7. Определяется окружная скорость V, м/с:

 

8. Выбирается степень точности. Для открытых тихоходных передач (при V < 2 м/с) рекомендуется 9 степень точности.

 

9. Определяются действующие напряжения изгиба sF, Мпа:

где: KFV коэффициент динамичности нагрузки, таблица 3,

значение коэффициента KFb уточнить по таблице 4.

Проверяется условие sF < [sF].

 

Значения коэффициента

Таблица 3

  Твердость поверхности зубьев
  НВ < 350   НВ > 350
  I II III IV I II III IV
0,2 1,0 1,04 1,18 1,10 1,03 1,05 1,32 1,20
0,4 1,03 1,07 1,37 1,21 1,07 1,10 1,70 1,45
0,6 1,05 1,12 1,62 1,40 1,09 1,18 1,72
0,8 1,08 1,17 1,59 1,13 1,28
1,0 1,10 1,23 1,20 1,40
Примечание. Данные приведенные в столбце I, относятся к симметричному расположению зубчатого колеса; II – к несимметричному расположению колес; III – к консольному при установке валов на шариковые подшипники; IV – то же, но при установке валов на роликовые подшипники.

 

Значения коэффициента

Таблица 4

  Степень Твердость рабочей поверхности Значения коэффициента при окружной скорости
точности зубьев НВ до 3 3 – 8  
  < 350 1,25 / 1,1 1,45 / 1,3  
  > 350 1,2 / 1,1 1,35 / 1,2  
  <350 1,3/1,1 1,78/1,21  
  >350 1,1/1,03 1,2/1,06  
Примечание. Значения коэффициента в числителе для прямозубых передач, в знаменателе для косозубых.

 

10. Определяется межосевое расстояние aw, мм:

при внешнем зацеплении: ,

при внутреннем зацеплении: .

 

11. Определяются силы в зацеплении, Н:

окружная

радиальная ,

где: a угол зацепления, a = 20о.

 

12. Диаметры вершин da1, da2, и впадин df1, df2, мм:

при внешнем зацеплении:

, ,

, ,

при внутреннем зацеплении:

, ,

, .

 

13. Определяются конструктивные размеры шестерни и колеса.


1 | 2 |

Поиск по сайту:



Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав. Студалл.Орг (0.012 сек.)