вход Вход Регистрация



Допущение для упрощения расчетов (рис. 9.9) :

- рассматривается зацепления в полюсе , где происходит выкрашивание поверхностей зубцов;

- контакт зубцов в полюсе зацепления Po рассматриваем как контакт двух цилиндров , радиусы кривизны которых равняются радиусам кривизны поверхностей зубцов в точке контакта ;

- расчеты ведется по параметрам эквивалентного прямозубого колеса

./

Рис. 9.9. Расчетная схема на контактную усталость

Контактная усталость определяется по формуле Герца

H= [] (9.44)

Радиусы кривизны зубцов (рис. 9.9)

v1=N1P0=0.5 dv1sinn=0.5 d1sinn/cos 2

v2=N2P0 =0.5 dv2 sinn=0.5 d2sinn/cos2

В точке контакта зубцов сведенная кривизна их профилей

(9.45)

Здесь знак “+” – для передачи внешнего , “-” – для внутреннего зацепления. После подстановки (9.41) и (9.45) в условие (9.44) достанем

,

Если взять , и обозначить

это достанем окончательную зависимость для расчетов активных поверхностей зубцов на контактную усталость

, (9.46)

где - коэффициент формы спряженых поверхностей зубцов; Zм-Коэффициент, который учитывает механические свойства материала шестерни и колеса; Ze-коэффициент многопарности зацепление.

 

Проектный  расчет  зубьев на  контактнувтом.

Выполним замену

bw=ybaaw, Ft=2T2/d2,

d2=d1U,d1=2aw/(u±1).

Подставляем эти выражения в (9.46)

 

 

Определяем из этого соотношения межосевое расстояние

aw= ka(u±1)3 , (9.47)

где ка – вспомогательный коэффициент.

Если вращающийся момент Т2 – Н·м, допустиме напруження [σH] –МПа, а міжосьова відстань аW – мм, то

kа=

Для стальных прямозубых передач Ка=495, косозубых - kа=430 МПа⅓.

 

Модуль зацепления определяется за формулой

m′=2awcosb/(z1+z2) (9.48)

Значение m′ округляют к ближайшему стандартному значению согласно ГОСТ 9536-60.

Из соотношения (9.48) видно, что за одинакового межосевого расстояния передачи можно достать разные модули зубцов при изменению чисел зубцов шестерни z1 и колеса z2.

Маломодульные колеса с большим числом зубцов имеют преимущества по условию повышенной плавности работы (увеличивается ea); уменьшаются затраты на трение в зацеплении; экономится время при нарезании зубцов (уменьшается количество материала, который срезается).

При малых модулях возрастают требования к точности и жесткости передачи, уменьшается прочность зубцов на сгиб.

Великомодульные с большими размерами зубцов менее чувствительные к срабатыванию, и перегрузкам; плавность работы значительно падает.

Исходя из приведенных соображений, для силовых зубчатых передач рекомендуют братья m≥1, 5 мм.

 

 

Случайные новости

Приложение Ж

Генераторы Вариант Тип схемы fг,   [кГц...
© 2018
  • Сайт "Литературка"
  • мы собираем различную техническую, образовательную, научную литратуру