вход Вход Регистрация



Прямозубая зубчатая передача. Зубец имеет сложный характер нагрузки. Самые большие напряжения и их концентрация возникают у корня зубца там, где профиль переходит в галтель.

Допущение для упрощения расчетов:

- вся нагрузка передается одной парой зубцов;

- нагрузки прикладывается к вершины зубца под углом ’ w;

- зубец рассматривается как консольная балка, на которую распространяются гипотеза пластовых перерезов и методы расчетов сопротивления материалов.

Более точные расчеты выполняют методами теории упругости. Для счета отличия упрощенного расчетов от точного введем теоретический коэффициент концентрации напряжений kт.

 

На рис. 9.8 изображенная расчетная схема зубца. Перенесем точку прикладывания силы на ось симметрии зубца и разложим эту силу на две взаимно перпендикулярных составу:

;

.

В опасном перес , который размещается в зоне самых больших напряжений , нагрузка Fn вызывает напряжение сжатия ст и сгиба зг. Утомительные трещини и разрушение зубцов начинается на растянутом боку зубцов, поэтому прочность зубцов рассчитывают по условию

F==(згст)kf kt ,

где kf =kFkF коэффициент расчетного нагрузки.

Напряжение сгиба

GF=

Рис. 9.8. Расчетная схема зубца

 

Размер l и S пропорциональные модулю зубцов m : l =l ¢m, ,тогда

F=

Коэффициент формы зубцов

F=

Окончательное условие прочности зубцовна сгиб

F=Ftkfyf/(bwm) [F] (9.42)

Косозубая зубчастая передача . Расчеты на прочность выполняют по аналогии с прямозубыми передачами с учетом увеличения прочности за счет багатопарності зацепление и наклона зубцов. Багатопарність учитывают коэффициентом Y, а наклон зубцов– Y

Условие прочности на сгибе

F=YF Y Y Ft KF KF/(bw m) [F] , (9.43)

где YE

Таким образом, при прочих равных условиях напряжения сгиба в косых зубцях меньше порівнянно с прямыми .

Проектный расчеи зубьев на излом. Когда габаритные размеры зубчатой передачи определяются условием возможности колес, можно определить модуль зацепления. Если учитывать , что Ft=2·103T1/d1 , d1=mzz1=mz1/cos bw=bmm , где bm – коэффициент ширены зубчатого колеса относительно модуля , при условии (9.43)

m=Km , мм,

где Km= - вспомогательный коэффициент. Для передачи прямозубой Km=14 , косозубої - Km=11,2.

 

Случайные новости

5.9. Критерии трудоспособности передачи

Исследовательским путем установлена взаимосвязь относительного скольжения e ремня и КПД передачи h с коэффициентом тяги j (рис.5.11.).

Коэффициент тяги

j=Ft/(2F0)=st/(2s0) (5.18)

За этим параметром можно определить часть предыдущего натяжения F0, которая используется для передачи полезного нагрузки Ft. С увеличением j от 0 до j0 наблюдается упругое скольжение ремня. Дальнейшее увеличение служит причиной частичное буксования.

 

Рис. 5.11. Кривые скольжения и КПД

 

Рабочая нагрузка в передаче рекомендуют выбирать близко к критическому значению коэффициента j0, для которого КПД максимальный: для плоскопоясных h=0,97..0,98, клинопоясных h=0,94..0,96. Работу в зоне частичного буксования допускаются при кратковременных перегрузках (запуск). В этой зоне КПДрезко спадает, а пас быстро отрабатывается. Для плоских гумотканевых ремней j0=0,6 и jmax/j0=1,15…1,30, клиновых - j0=0,7 и jmax/j0=1,5….1,6.

Допустимая круговая сила

[Ft]=2j0F0 (5.19)

Долговечность ремня определяется его сопротивлением усталости, который зависит от напряженности и от частоты циклов напряжений. Циклические деформации вызывают трещины, пас расслаивается.

Долговечность также уменьшается с ростом s0. Поэтому рекомендуется для плоских ремней s0£1,8МПа., клиновых – 1,5 МПа. Для уменьшения напряжения сгиба избирают по возможности больший диаметр меньшего шкива d для повышения долговечности.

Частота пробегов

g = v /l £ [g] (5.20)

Частота пробегов является скоростным фактором, который влияет на долговечность: чем больше g, тем более частота циклов и тем меньшая долговечность.

Для плоских ремней [g]=3…5 c-1, клиновых 10…20 с-1.

© 2019
  • Сайт "Литературка"
  • мы собираем различную техническую, образовательную, научную литратуру