Курсовая работа: Зубчатые и червячные передачи
Рис. 8
Знак плюс принимают при контакте двух выпуклых тел (рис. 8), минус – выпукло (ρ1)-вогнутых (ρ2) тел (например, внутреннее зацепление).
|
Нормальные радиусы кривизны (рис. 7, б) ρn = ρt / cosβb, где из ΔONW (рис. 7, а) торцовый радиус ρt = dwsinαtw / 2. |
Выразив 1 / ρnvчерез параметры передачи,
получим 
, где d1 – делительный диаметр шестерни z1.
Подставив wHn и 1 / ρnv в формулу (5) и обозначив Zε = 
– коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий (для прямых зубьев Zε = 
);
ZH = 
– коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе W, получим решение в форме ГОСТ 21354-87:
σН = ZEZεZH
, (6)
где знак плюс – для внешнего зацепления; минус – для внутреннего.
Это формула для проверочного расчета активных поверхностей зубьев цилиндрических передач на сопротивление контактной усталости с целью предотвращения поверхностного выкрашивания.
В проектировочном расчете из условия контактной прочности определяют межосевое расстояние аw – основной габаритный размер передачи.
Для этого в формуле (6) принимают ZE = 191,6 МПа1/2, в среднем εα =
= 1,6 и Zε = 0,8 – косые и шевронные зубья (β ≠ 0), Zε = 0,9 – прямые зубья (β = 0); αt = αtw = αn = 20°, ZН = 2,5 – прямые зубья, ZН = 2,46 – косые (β = 10О) зубья. Вводят коэффициент рабочей ширины ψba зубчатого венца по межосевому расстоянию: ψba = bw / аw , заменяя bw = ψbaаw. Диаметр d1 = 2аw / (u ± 1). Окружная сила Ft = 2000T1 / d1. Тогда будем иметь
аw′ = Ка(и ± 1)
, (7)
где Ка = ZEZεZH
, при β ≠ 0 Ка = 410 МПа1/3, при β = 0 Ка = 450 МПа1/3.
В формуле (7) аw′, мм, Т1 , Н∙м, σНР , МПа.
Расчетное значение аw′ округляют до аw в ближайшую большую сторону:
– для стандартных передач по ГОСТ 2185-66 (по ряду чисел Ra20);
– для нестандартных передач возможно округление до числа, кратного пяти.
Формула (7) главная для проектировочного расчета закрытых цилиндрических передач с целью предотвращения усталостного выкрашивания поверхностей зубьев.
5.3 Расчет на сопротивление изгибной усталости
1. Прямозубая передача
Приняты следующие допущения:
1. Нагрузка передается одной парой зубьев (lΣ = bw) и приложена к вершине зуба по линии зацепления N1N2 под углом γ (γ > αtw) (рис. 9).
2. Зуб рассматривается как вписанная в него консольная балка АВС параболического профиля, имеющая равное сопротивление изгибу в сечениях по высоте hp.
Удельная линейная расчетная нагрузка wFn = Fn / lΣ = FtKF / (bwcosα), где KF – коэффициент нагрузки при расчете на изгиб (KF = KАKFβKFvKFα). Нагрузка FtKF / bw = wFt – удельная окружная и wFn = wFt / cosα. Нагрузка wFnпереносится в точку А и раскладывается на составляющие wFncosγи wFnsinγ.
В заделке ВС балки возникают напряжения изгиба σи = wFncosγ∙hp / Wи сжатия σсж = wFnsinγ / A, где W – момент сопротивления изгибу сечения ВС; А – площадь сечения ВС при его ширине, равной единице (bw = 1 мм так как нагрузка wFn единичная) и длине s; W = 1∙s2 / 6 и А = 1∙s.
|
Суммарные номинальные напряжения (рис. 9): К-во Просмотров: 499
Бесплатно скачать Курсовая работа: Зубчатые и червячные передачи
|