dm_lektsii
.pdf38
37. Основные геометр. параметры прямозуб. и косозуб. цилиндрич. передач. Влияние смещения инструмента на форму зуба колеса.
Z1 , Z2 - число зубьев шестерни и колеса; |
Pb = P cosα |
- |
основной |
|||
окружной шаг зубьев; α |
- делительный угол профиля; |
αW - угол |
||||
зацепления; |
m = P π - окружной модуль |
зубьев; |
d = PZ /π = mZ - |
|||
делительный |
диаметр; |
db = d cosα |
- |
основной |
диаметр; |
|
dW1 = 2aW /(Z1 / Z2 +1); dW 2 = 2aW − dW1 |
- начальные диаметры. У передач без |
смещения и при суммарном смещении =0 начальные и делительные диаметры совпадают: dW1 = d1 = mZ1; dW 2 = d2 = mZ2 и αW =α ; если X1 + X 2 > 0 αW >α , если X1 + X 2 < 0 αW <α .
39
2 О2
|
|
d |
|
n |
T |
W |
|
2 |
|||
|
|
||
|
2 |
|
W |
|
F |
|
|
|
t1 |
|
|
|
F |
|
|
|
n |
|
F |
|
n |
|
|
|
|
|
1 |
d |
|
|
|
W1 |
|
|
О |
|
|
|
1 |
T , |
|
|
|
|
||
|
1 |
1 |
|
38. Опред. составляющих норм. силы, действ. в зацепл. прямозуб. и косозуб. передач.
T2 - момент сил полезного сопротивления; T1 - рабочий момент; Ft - окружная сила, Ft = 2T1 dW1 ; Fτ - радиальная сила;
Fτ = Ft tgαW ; Fn = Ft cosαW ; Fn2 = Fn1η; Fn2 Fn1;η = 0,98
40
39. Виды разруш. зубьев и критерии работоспособности цилиндрич. Зубч. передач.
Виды разрушений:
1.Разрушение пов-ти: 1) При длит. работе: - усталостное выкрашивание; - износ; - ППД. 2) При кратковрем.: - обмятие пов-ти зуба; - заедание (задир).
2.Объемное разрушение: 1) При длит. работе: усталостная поломка зуба. 2) При кратковрем.: - статич. поломка зуба.
Критерии работоспособности:
Разработка норм допускаемых контактных напряжений, устраняющих усталостное выкрашивание в теч. заданного срока службы. В современной методике расчета из двух напряжений изгиба и контактных напряжений за основные в большинстве случаев приняты контактные напряжения, т.к. контактные в пределах заданных габаритов колес остаются постоянными, а изгиба можно уменьшать путем увеличения модуля.
41
40. Факторы, влияющие на неравномерность распределения нагрузки в зацеплении цилиндр. передачи. Понятие о коэф. нагрузки.
Расчетная нагрузка – максимальное значение удельной нагрузки, распределенной по линии контакта зубьев.
q = Fn K ∑ , где Fn - нормальная сила в зацеплении; К – коэффициент расчетной нагрузки; ∑ - суммарная длина линии контакта зубьев. Концентрация нагрузки и динамич. нагрузки различно влияют на
прочность по контактным и изгибным напряжениям. |
|
||||||||
Факторы: |
|
|
|
|
|
|
|||
KH |
- коэффициент нагрузки. KH = KHα KHβ KHV |
|
|
|
|||||
1. |
|
KHα ≥1 - |
учитывает |
неравномерность |
распределения нагрузки |
||||
между зубьями. KHα =1 |
|
|
|
|
|
||||
K |
|
9 |
8 7 |
9 – пониженная; 8,7 – средняя; 6 – повышенная; 5 – |
|||||
H |
|
высокая. С повышением скорости увеличивается |
|||||||
|
|
|
|||||||
|
|
|
6 5 |
толщина |
фаски |
кромки |
=> |
ухудшается |
|
|
|
|
|
прирабатываемость. |
Для |
улучшения |
приработки: |
Vпростое кол-во зубьев.
2.KHβ ≥1 - учитывает неравномерность распределения нагрузки по
ширине зубчатого. Факторы, влияющие на KHβ : жесткость корпусов
и валов; приработочный износ; уменьшение радиусов колес; режим нагружения.
3. KHV ≥1 - учитывает уровень динамических нагрузок в зацеплении.
KHV =1+ (ω1 +ω2 ) f (∆)CW mпр Wп ст
|
|
42 |
|
|
|
|
|
|
|
|
41. Метод. расчета цилиндрич. прямозуб. передачи на |
||||||||||
контактную прочность. Применение ф-лы Герца. |
|
|||||||||
|
|
|
|
В основе расчета лежит модель Герца. |
|
|||||
|
|
H |
H |
|
||||||
|
|
= |
ωH = Fn K = Fn bW |
|
|
|
|
|
||
|
|
|
|
|
|
|
||||
1 |
|
|
Kmax |
σH = 0,418 |
ωH Eпр ρпр . |
ωН = [Н мм] |
- удельная нагрузка. |
|||
|
|
|
|
|||||||
|
|
|
|
Епр = 2Е1Е2 |
(Е1 + Е2 ) |
- |
приведенный |
модуль |
Юнга. |
|
|
b |
|
|
ρпр = ρ1ρ2 (ρ1 ± ρ2 ) |
- приведенный радиус кривизны. |
|||||
|
H |
|
|
|||||||
|
|
2 |
Допущения: - |
цилиндры |
бесконечной длины; - |
|||||
|
|
|
|
цилиндры АУ и абс. гладкие; - цилиндры не |
||||||
|
|
|
|
|||||||
|
|
|
|
вращаются; - |
отсутствует смазка; |
bH >> ρ1 . |
Условие |
|||
|
|
|
|
прочности: σHω ≤ [σH ]ω |
|
|
|
|||
|
|
H |
|
|
|
|
43
42. Расчет зубьев прямозубых цилиндрич. колес на прочность при изгибе.
σmax =σСЖ +σn ; σСЖ = Fn cosγ |
hmbW ; σn = 6Fn sin γ m bW (hm)2 ; σmax = Fn |
bW m (6 sin γ h2 −cosγ h); |
σМЕСТ =σmaxασ ≤ [σH ]; (6 sin γ |
h2 cosαW −cosγ h cosαW )α2 = YF |
|
YF – коэф. формы зуба. Fn = Ft cosαW ; σМЕСТ =σF ; σFi = (Ft mbW )YFi ≤ [σFi ], где i=1,2.
σF1 = (Ft mnbW )YF1 ≤ [σF ]1; σF 2 =σF1YF1 /YF 2 ≤ [σF ]2 ; [σF ]1 YF1 и [σF ]2 YF 2
44
43. Основы расчета на прочность косозубой цилиндрической
передачи.
W
b2' b1 '
W |
X |
b |
P |
b |
b |
2 |
1 |
|
W |
К∑ = Const
εβ - целое число или εγ - целое число.
σFi = (Ft KF bW mn )YFi ≤ [σF ]i ; KF = KFα KFβ KFV ; YFi = f (x, ZV )
Формула проверочного расчета:
σH = ZH ZM Zε 2Т1KH (U +1)bW d2W1U ≤ [σH ]; ZM = 275; ZH = 2cosβb sin 2αWt
Zε = 1/ εα
45
44. Сравнительная хар-ка прямозубых, косозубых и шевронных цилиндрич. передач.
На основе косозубой передачи:
1.Более высокая плавность работы: коэф. перекрытия больше 2; зуб входит в зацепление постепенно
2.Большая нагрузочная способность по контактным напряжениям
3.Более низкие напряжения изгиба
4.Сложность изготовления такая же, как у прямозубых передач
5.Минус – появление осевой составляющей силы.
46
45. Материалы зубчатых колес. Виды ТО и ХТО зубчатых венцов. Требования в мат-лам зубчатых колес:
1.Высокая твердость пов-ти зуба
2.Вязкая и прочная сердцевина зуба
3.Хорошая прирабатываемость
4.Хорошая обрабатываемость инструмента Способы ТО и ХТО:
1. Нормализация: остывание на воздухе. Н=(170-220)НВ.
σH lim b ≤ 470 МПа
2.Улучшение: закалка с высоким отпуском. Н=(270-320)НВ.
σH lim b ≤ 670 МПа
3.Поверхностная закалка: плазменная обработка ТВЧ; обработка лазером. ТВЧ: σH lim b =17HRC + 200
4.Цементация: исп. при серийном пр-ве высокопрочных высоконадежных изделий; финишная обработка вып. шлифованием по боковой пов-ти зуба. σH lim b = 23HRC
5.Азотирование: диффузионное насыщение пов-ти азотом. (+): отсутствие шлифования; min коробление. (-): тонкий слой. Имеется опасность глубинного контактного разрушения – усталостная трещина, кот. располаг. под упрочненным слоем.
σH lim b ≤1050 МПа
6.Нитроцементация: пониженная прочность при изгибе. Газовая нитроцем. – наиболее дешевый способ упрочнения. Дорогостоящий и длит. процесс. σH lim b = 23HRC
47
46. Определение доп. напряжений при расчетах цилиндрич. зубчатых передач на прочность при регулярном и нерегулярном режимах нагружения.
[σHl ]= 0,5([σH ]12 +[σH ]22 )≥1,2[σHl ]min ; [σHl ]≈ 0,45([σH ]1 +[σH ]22 ); σH lim bi = f (Hi ); Hi ↑ σH lim b ↑
Коэф. долговечности: KH i = тNHG NHэкв . NHG = f (U ); H ↑ H HG до 20 106
Расчет на |
изгиб: [σF ]i =σF lim bi KFLi KFC [SF ]i . Реверсивный режим: |
KFC = 0,6 −0,8, R = 0 |
Нереверсивный режим: KFC =1, R −1,25 |