Учебный курс Детали машин и основы конструирования

СИЛЫ  И СВЯЗИ
Определить реакции в опорах вала
Статические испытания материалов
конструкционные материалы
РАСЧЕТ ПРОЧНОСТИ КРУГЛОГО
СПЛОШНОГО БРУСА
НОРМАЛЬНЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ ИЗГИБА
Методы изготовления резьбы
Теория винтовой пары
Расчет резьбовых соединений
Шпоночные соединения
Расчет шпоночных соединений
Механические передачи
цилиндрические передачи
Критерии работоспособности зубчатых колес
Расчет цилиндрических передач на прочность.
Конические зубчатые передачи
Червячная  передача
Силы в червячном зацеплении
Тепловой расчет и смазывание червячных передач
Плоскоременные передачи
Зубчато-ременные передачи
Цепная передача
валы и оси
Смазывание и расчет подшипников скольжения
Подшипники качения
Подбор подшипников качения
Конструирование подшипниковых узлов
Муфты
 

Критерии работоспособности зубчатых колес и расчетная нагрузка

При передаче вращающего момента Т в зацеплении зубчатых колес действует сила нормального давления Fn (рис. 3.15, в) и связанная с относительным геометрическим скольжением активных поверхностей зубьев сила трения Fтр = fFn, где f — коэффициент трения скольжения. Как было установлено, скорость скольжения прямо пропорциональна расстоянию контактных точек от полюса; при зацеплении в полюсе скорость скольжения равна нулю.

Для определения направления сил трения рассмотрим дополюсное и заполюсное зацепления одной пары зубьев (рис. 3.15, а, б). Разложим каждый из векторов скоростей v1 и v2 точек контакта


 Рис.3.15

на две взаимно перпендикулярные составляющие: vN — контактную нормальную скорость и vK — скорость общей точки контакта зубьев в направлении скольжения. Тогда скорость скольжения vs контактных точек профилей зубьев равна: дополюсное зацепление vs= -  (рис. 3.15, а); заполюсное зацепление vs= -  (рис. 3.15, б), причем в обоих случаях vк головки зуба больше, чем у сопряженной с ней ножки. Следовательно, активная поверхность головки зуба является опережающей, а ножки зуба — отстающей. Направление сил трения у зубьев ведущего и ведомого колес показано на рис.3.15, в.

 


Рис.3.16

Под действием сил нормального давления и трения зуб колеса испытывает сложное напряженное состояние, но решающее влияние на его работоспособность оказывают два фактора: контактные напряжения и напряжения изгиба , которые действуют на зуб только во время нахождения его в зацеплении и являются, таким образом, повторно-переменными.

Повторно-переменные напряжения изгиба вызывают появление усталостных трещин у растянутых волокон основания зуба (место концентрации напряжений), которые с течением времени приводят к его поломке (Рис.3.16.а, б).

 Повторно-переменные контактные напряжения и силы трения приводят к усталостному изнашиванию активных поверхностей зубьев. Как было установлено, сопротивление усталостному изнашиванию, у опережающих поверхностей выше, чем у отстающих, поэтому нагрузочная способность головок зубьев выше, чем ножек. Этим объясняется отслаивание и выкрашивание частиц материала на активной поверхности ножек зубьев (рис. 3.16, в) при отсутствии видимых усталостных повреждений головок. Усталостное изнашивание активных поверхностей зубьев характерно для работы закрытых передач.

В открытых передачах и в передачах с плохой (загрязняемой) смазкой усталостное изнашивание опережается абразивным износом активных поверхностей зубьев (рис. 3.16, г).

В тяжело нагруженных и высокоскоростных передачах в зоне контакта зубьев возникает высокая температура, способствующая разрыву масляной пленки и образованию металлического контакта, в результате чего происходит заедание зубьев (рис.3.16, д), которое может завершиться прекращением относительного движения колес передачи.

Итак, критерием работоспособности зубчатых передач является износостойкостъ активных поверхностей зубьев и их изгибная прочность.

Расчетная нагрузка. Расчеты на прочность металлических цилиндрических эвольвентных зубчатых передач внешнего зацепления с модулем от I мм и выше регламентированы ГОСТ 21354—87.

Далее приняты следующие буквенные обозначения: К — коэффициенты, учитывающие влияние отдельных факторов на расчетную нагрузку; Z — специфические коэффициенты для расчетов на контактную прочность; Y— специфические коэффициенты для расчетов на изгиб; S — коэффициент запаса прочности; индекс Н — для величин, учитываемых при расчете на контактную прочность; индекс F — для величин, учитываемых при расчете на изгиб.


Для вывода расчетных формул за расчетную нагрузку примем удельную расчетную окружную силу, определяемую по формуле



 

 Рис.3.17

где — окружная сила;  — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба; — коэффициент, учитывающий динамичность нагрузки; b — ширина венца колеса.

На 3.16, а показана сила нормального давления Fn, распределенная по длине зуба равномерно. Однако в действительности при работе передач такое распределение нагрузки маловероятно, даже у точно изготовленных передач.

Неравномерность распределения нагрузки по длине зуба возникает в результате следующих основных причин: непараллельность и перекос осей валов за счет неточностей изготовления корпусных деталей и неточностей сборки; погрешностей при изготовлении зубчатых колес и валов; деформации валов (изгиб и кручение) под нагрузкой. На рис.3.17 показан перекос зубчатых колес в результате изгиба валов под нагрузкой. При симметричном расположении колес относительно опор вала перекос не возникает, а некоторое изменение межосевого расстояния для эвольвентной передачи значения не имеет; при несимметричном или консольном (наиболее неблагоприятном) расположении колесо перекашивается, что нарушает правильность контакта зубьев. В результате упругих деформаций обычно сохраняется контакт зубьев по всей длине, но нагрузка на единицу длины распределяется неравномерно, причем эта неравномерность возрастает с увеличением ширины венца, поэтому последнюю ограничивают. Неравномерность распределения нагрузки у прирабатывашающихся зубьев (H< 350 НВ) с течением времени уменьшается.

Для определения ориентировочных значений в стандарте имеются графики

приведенные на рис.3.18, 3.19, где  — коэффициент неравномерности при расчете на контактную прочность; — коэффициент неравномерности при расчете на изгиб;— коэффициент ширины венца колеса по диаметру делительной окружности шестерни.



Каждая из кривых графиков соответствует определенному положению колес относительно опор валов; цифры у кривых соответствуют передачам, указанным на схемах; кривые 7 и 2 для случаев консольного расположения колес на валах, опирающихся соответственно на шариковые и роликовые подшипники качения. Графики разработаны для наиболее распространенного на практике режима работы с переменной нагрузкой и окружной скоростью v < 15 м/с. При постоянной нагрузке и твердости хотя бы одного из колес Н < 350 НВ и скорости v < 15 м/с происходит полная приработка зубьев; при этих условиях принимают = 1.

Коэффициент динамичности нагрузки Kv учитывает динамические нагрузки, возникающие в зацеплении в результате неточностей изготовления деталей передачи, погрешностей зацепления, деформации зубьев, приводящих к непостоянству действительных значений мгновенного передаточного отношения. Величина Kv зависит от степени точности изготовления колес, вида передачи, твердости активных поверхностей зубьев и окружной скорости колес.

скоростями до 10 м/с, приведены в табл. 3.3 и З.4, причем в числителе даны значения для прямозубых, а в знаменателе — для косозубых колес; строки а — для передач с твердостью зубьев колеса Н2  350 НВ; строки б — для передач с твердостью зубьев шестерни и колеса Н1 и Н2> 350 НВ. Значения Kv для цилиндрических передач, работающих с окружными до 10 м/с представлены в таблице 3.4.

При окружной скорости v > 10 м/с для определения Kv используют формулы, приведенные в ГОСТе.

Решили распрощаться СЃ импотенцией, позвоните Рє настоящим виртуозкам. Элитные индивидуалки станут хорошим С…РѕРґРѕРј. Сервис РїРѕ самым минимальным ценам, РЅРѕ качество совокупления Сѓ барышень превосходное. | Желаете раскрепощеных соприкосновений, приглашайте дам СЃ вызывающей внешностью. Дорогие проститутки станут уместным решением. Вожделенное обретение половой СЃРІСЏР·Рё, материализации всех сексуальных мыслей РЅРµ заставит себя ждать. Механические передачи Детали машин