В зацеплении Новикова Повреждение поверхности зубьев Проверочный расчет на выносливость при изгибе Приводные ремни и область их применения Проектирование новой машины Проектный расчет валов Муфты продольно-разъемные


Курсовой проект по дисциплине "Детали машин"

Проверочный расчет на выносливость при изгибе

Расчетные напряжения изгиба на переходной поверхности зубьев шестерни и колеса определяются по формуле, МПа:

,

где   – коэффициент формы зуба, определяемый в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни  и колеса  (см. подразд. 4.12) и коэффициентов смещений  и ;  – коэффициент, учитывающий угол наклона зубьев;  – коэффициент, учитывающий перекрытие работы зубьев (коэффициент торцевого перекрытия );  – удельная окружная сила, определяемая по аналогии с удельной окружной силой  (см. подразд. 4.9).

Коэффициент, учитывающий угол наклона зубьев, определяется по формуле (см. подразд. 4.2):

.

Коэффициент осевого перекрытия определяется по формуле, приведенной в подразделе 4.2.

При поверочном расчете на выносливость при изгибе может оказаться, что  << . Это является допустимым, поскольку нагрузочная способность большинства цилиндрических передач ограничивается контактной прочностью, а не прочностью на изгиб. Если расчетное значение напряжения  окажется больше допустимого напряжения , то в данном случае применяют зубчатые колеса с положительным смещением, либо увеличивают модуль зацепления. Данный случай встречается при изготовлении зубчатых колес из материалов с высокой твердостью (HRC> 50…60).

Силы в зацеплении

В общем случае (косозубая цилиндрическая передача) нормальная сила в зацеплении  раскладывается на три составляющие (рис. 4.12):

– окружное усилие

;

– радиальное усилие

;

– осевое усилие (для прямозубых передач равно нулю)

.

Рис. 4.12. Силы в зацеплении цилиндрической передачи

Особенности расчета на прочность косозубых

и шевронных цилиндрических передач

У косозубых колес зубья располагаются не по образующей делительного цилиндра, а составляют с ней некоторый угол  (рис. 4.13). Профиль косого зуба в нормальном сечении  совпадает с профилем прямого зуба. Модуль в этом сечении должен быть стандартным.

В торцовом сечении  косозубого колеса изменяются в зависимости от угла :

– окружной шаг ;

– окружной модуль ;

– делительный диаметр .

Прочность зуба определяют его размеры и форма в нормальном сечении. Форму косого зуба в нормальном сечении принято определять через параметры эквивалентного прямозубого колеса (рис. 4.13).

Нормальное к зубу сечение образует эллипс с полуосями

,

где .

В зацеплении участвуют зубья, расположенные на малой оси эллипса, т.к. второе колесо находится на расстоянии . Радиус кривизны эллипса на малой оси (см. геометрию эллипса) определяется выражением

.

В соответствии с этим эквивалентное колесо будет определяться следующими параметрами:

– эквивалентный диаметр

;

– эквивалентное число зубьев

.

Рис. 4.13

Эквивалентные параметры используются для распространения расчетов на прочность цилиндрических прямозубых передач на цилиндрические косозубые передачи.

Увеличение эквивалентных параметров с увеличением угла  является одной из причин повышения прочности косозубых передач. Вследствие наклона зубьев получается колесо как бы больших размеров или при той же нагрузке уменьшаются габариты передачи.

Конические зубчатые передачи относятся к зубчатым передачам с пересекающимися осями. Наиболее распространены передачи с углом пересечения осей колес (межосевым углом) . Конические передачи сложнее цилиндрических передач в изготовлении и монтаже. Для нарезания зубьев конических зубчатых колес требуются специальные станки и инструмент.

Кинематические параметры Передаточное число конической зубчатой передачи

Особенности расчета конических передач на прочность Расчет конических зубчатых передач на прочность сводится к расчету на прочность эквивалентной цилиндрической зубчатой передачи.

Червячные передачи относятся к зубчатым передачам с перекрещивающимися осями. Угол перекрещивания осей обычно составляет 90°. Червячную передачу целесообразно использовать там, где требуется плавность и бесшумность в работе, компактность при значительном редуцировании частоты вращения и сравнительно небольшой передаваемой мощности (обычно до 60 кВт).

Геометрические расчеты червячных передач аналогичны расчетам цилиндрических зубчатых передач.

КПД червячной пары


Методы повышения износостойкости деталей машин