- •Раздел 2. Проектирование механических передач Лекция 5. Классификация передач мощности. Выбор их типа
- •П ередачи мощности
- •5.1. Механические передачи, их классификация и особенности применения
- •5.1.1. Передачи зацеплением
- •Механические передачи
- •5.1.2 Передачи трением
- •5.2. Передачи зубчатые. Выбор типа зубчатых передач
- •5.1. Силовой анализ зубчатых механизмов на примере цилиндрических передач
- •6.2. Виды отказов зубчатых передач и методы их расчетов
- •Лекция №7. «Расчет зубчатых передач. Расчет контактной выносливости зубьев на примере цилиндрических зубчатых передач»
- •Расчет активных поверхностей зубьев на контактную усталостную прочность
- •1.1. Проверочный расчет
- •1.1.1. Исходные данные
- •1.1.2. Формирование расчетной модели
- •1.1.3. Получение расчетной зависимости для определения рабочих напряжений
- •1.1.4. Определение коэффициента , учитывающего неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий
- •1.1.5. Определение коэффициента , учитывающего внутреннюю динамическую нагрузку
- •1.2. Проектный расчет зубчатых передач на контактную выносливость активных поверхностей зубьев
- •Лекция №10. Тема: Передачи трением, классификация и особенности применения. Особенности кинематического и силового расчета.
- •10.1. Принцип работы, классификация и особенности применения
- •10.2. Особенности кинематического расчета передач трением
- •10.3. Особенности силового анализа ременных передач
- •2. Методика определения комплекса допускаемых напряжений при расчётах зубчатых передач
1.1.5. Определение коэффициента , учитывающего внутреннюю динамическую нагрузку
Внутренняя динамическая нагрузка возникает в самой передаче и является результатом неравномерности вращения ведомого элемента, связанной с неизбежными погрешностями в шаге зацепления, профилях зубьев и впадин при изготовлении, а также деформациями зубьев. В основе аналитической оценки этой нагрузки лежит очевидная зависимость
.
Вычисление приведенного момента инерции , учитывающего инерцию элементов, связанных с ведущим и ведомым зубчатыми колесами, а также установление точной закономерности движения механизма и значений угловых ускорений при нестационарных режимах работы, представляет достаточно сложную задачу. По этой причине более широкое распространение получил метод расчета на основе опытных данных по коэффициенту . При определении коэффициента учитывают окружную скорость в зацеплении; ошибку в шаге, определяемую степенью точности передачи; вид передачи и наличие высотной модификации; межосевое расстояние и передаточное отношение, характеризующие массивность ведущего и ведомого зубчатых колес. В основе расчета данным методом лежит следующая зависимость
. (2.20)
Здесь – удельная окружная динамическая сила, которая может быть вычислена так:
, (2.21)
где – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и высотной модификации профиля головок зубьев, который определяется по таблицам (см. [ ]);
– коэффициент, учитывающий разность шагов зацепления зубьев шестерни и колеса (см.[ ]);
-
межосевое расстояние, мм;
– допускаемая удельная окружная нагрузка (см [ ]);
αw – межосевое расстояние, мм .
Если при расчете оказывается, что , то ее следует принять равной допускаемому значению.
1.2. Проектный расчет зубчатых передач на контактную выносливость активных поверхностей зубьев
Исходные данные и методы их получения в проектной форме расчетов аналогичны данным проверочного расчета по пунктам 1-4 (нагрузка, кинематика, ресурс, условия эксплуатации). Задача обсуждаемого расчета заключается в определении таких геометрических параметров проектируемой передачи, которые оптимальным образом отвечают обсуждаемому критерию работоспособности. В данном случае это контактная выносливость активных поверхностей, условие которой в оптимальном случае имеет вид . С учетом зависимости (2.19) запишем
. (2.22)
В этом уравнении в соответствии с исходными данными известно лишь требуемое передаточное отношение i. Для определения коэффициента , учитывающего упругие свойства материалов зубчатых колес, а также расчетного значения допускаемых напряжений необходимо назначить материалы колес (см. практическое занятие №3). Значение определяется по формуле (1.25). В качестве расчетного допускаемого напряжения в прямозубой передаче принимается меньшее из значений 1 или 2, а в косозубых и шевронных –
=0,45( 1 + 2) 1,25 min .
Если в последнем случае при расчете получают >1,25 min, то принимают =1,25 min.; j для каждого из элементов передачи в соответствии с зависимостями (2.11)…(2.14)
Значения зависят от искомых размеров передачи и потому в проектном расчете являются неизвестными. При решении уравнений со значительным количеством неизвестных обычно используют метод последовательных приближений (итераций). В этом методе сначала ориентированно задаются значениями неизвестных, вычисляют требующийся параметр и по нему, в случае необходимости, корректируют значения предварительно принятых неизвестных, повторно определяя данный параметр. В соответствии с поставленной задачей уравнение (2.22) следует решать относительно геометрического параметра. В явном виде в это уравнение входят диаметр делительной окружности d1 и расчетная ширина зубчатых колес . С целью снижения количества неизвестных выразим через d1
,
где значение относительной ширины шестерни , как отмечалось выше, назначают на основе накопленного опыта конструирования зубчатых передач в зависимости от прирабатываемости (твердости рабочих поверхностей зубьев), расположения зубчатых колес относительно опор (схемы передачи) и характера нагрузки [ ].
При возведении обеих частей уравнения (2.22) в квадрат и решении его относительно диаметра получим выражение
Для сокращения количества неизвестных обозначим
=Kd.
С учетом усредненных значений неизвестных и при ориентировочной оценке можно принять Kd=770 – для прямозубых передач, Kd = 675 для передач косозубых и шевронных.
Неизвестные и оценивают ориентировочно из соображений, высказанных в лекции (см. кроме того практическое занятие №…). Ориентировочность их значений, а также величин искомого параметра помечается знаком «’», например , и т.д.
При проектировании передач, нарезаемых без смещения исходного профиля, в которых , в стандарте в окончательном виде проектная зависимость записывается так
(2.23)
Учитывая зависимости между диаметрами делительных окружностей d1 и d2 , межосевым расстоянием αw и шириной bw
; ;
уравнение (2.22) может решаться относительно любого из параметров d2, αw, и bw. В каждом отдельном случае могут использоваться проектные формулы для определения одного из указанных параметров, который для конкретной ситуации желательно получить в первую очередь. При выполнении курсового проекта можно ориентироваться на формулу
(2.23). После вычисления по ней предварительного значения dw1 (d1) определяют параметр d2; aw; b1; b2; угол наклона зубьев β в косозубых и шевронных передачах, модуль зацепления m, числа зубьев шестерни и колеса z1; z2. При назначении величин m и aw следует иметь в виду, что они стандартизируются. При этом применение нормативного модуля обеспечивает использование стандартного режущего инструмента для нарезания зубьев, а округление αw до нормативного требуется лишь в случае целесообразности использования стандартизированных серийных корпусных деталей. При выполнении курсового проекта по ДМ с целью освоения методики проектирования редукторов в полном объёме серийные корпуса не используются и потому округление aw до стандартного не требуется. Вместе с тем целесообразнее назначать aw в соответствии с рядом предпочтительных чисел (как правило, по ряду R40). По мере вычисления отмеченных выше параметров уточняют предварительно принятые значения.