Оглавление:
Проверочный и проектировочный расчет прямозубой цилиндрической передачи на контактную усталость
- Верификация и расчет конструкции прямозубых зубчатых колес на контактную усталость В месте зацепления зуба (см. Рис. 14.16) контактное напряжение зуба периодически создается под действием силы Fn. Установлено, что усталостное контактное повреждение происходит на поверхности ножки зуба вблизи полюса. Зубной контакт рассматривается как контакт между цилиндром и радиусом кривизны p эвольвентного зубчатого колеса P. Максимальное контактное напряжение определяется уравнением Герца (5.51).
G H max = 0,418 ^ £ np / Pnp, (14,15) Где q — удельная нагрузка £ pr = 2E {E2 / (E ^ + E2) — уменьшение модуля упругости зубьев шестерни (£ j) и материала МПа колеса. В случае £, = E2 = E Epr = E; ppr = p | p2 / (pi ± p2> — уменьшенный радиус кривизны рабочей поверхности зуба будет использоваться). Разделенная d и начальная dw шестерня и диаметр окружности колеса равны: d {= dwl, d2 = dw2) затем (см. Уравнение (14.2)) d2 = d {ui- (14.16)
Где передаточное число Характеристики эвольвенты (см. §14.2) показывают, что центр кривизны находится на главном круге, а главный круг зубчатого колеса и колеса находится в контакте с линией зацепления. Людмила Фирмаль
Следовательно, радиус кривизны эвольвенты рабочей поверхности зуба определяется по треугольнику 0 {VRi02AR (см. Рис. 14.16). pI = (^ i sin a) / 2; p2 = (d2sin a) / 2, Уменьшение радиуса кривизны этих поверхностей с учетом уравнения (14.16) Ppr = dlusma / (2 (u ± )). (14.17) Расчетная удельная нагрузка на единицу длины зубьев зубчатого колеса и линии соприкосновения колес (/ = мб), q = FnKH / (таб.) = 2T {K „/ a ^ cosa), (14.18) Где G — момент передачи, Нмм. Кн = КщК ^ К ^ — распределение нагрузки по ширине венца (см. Рис. 14.18, вуд), внутренняя динамика трансмиссии (таблица 14.5) и коэффициент, учитывающий распределение нагрузки (ссылка), таблица 14.7) межзубная (Kia );
Коэффициент перекрытия Еа-Face и угол наклона. С учетом зависимости (14.16) — (14.18) исходная формула (14.15) принимает вид: Для того, чтобы убедиться, abd ^ u sin acosa). Введите обозначение 0,418 = ZE \ ZH-d / l / (sin a cos a). ^ => Где Vw — коэффициент ширины обода колеса b по диаметру окружности. Коэффициент ZE> с учетом механических свойств материала колеса имеет размерность МПа1 / 2. Для стальных колес: £ pr = £ | = £ 2 = 2,105 МПа ZE = 192; £ pr = 2D5-105 ZE = 195; Для зубчатой пары со стальным бронзовым материалом ZE = 160; Тексолит для материалов- Сталь ЗЕ-49. Эффект механического перекрытия учитывается фактором Z £. Предполагая, что набор зубов задействован, возьмем Z8 = 1.
- С учетом принятых альтернатив состояние прочности зуба при контактном напряжении выглядит следующим образом: ®H max = ^ (u ± 1) K и / (y Md.u) <(5Hadm. (14.19) Допустимое контактное напряжение adm равно: 2,6 HB для стальных колес, бронза (0,75 … 0,9) Al (ai1 — прочность материала на растяжение), для тексолитовых колес (45 … 57 ) МПа. Формула (14.19) используется для расчета проверки с указанным размером отправки. Считается, что контактное напряжение cn определяется одновременным проверочным расчетом усталостной прочности на изгиб (14.13) и контактного напряжения (14.19).
Это связано с тем, что для конкретного размера колеса изгибное напряжение gf может быть уменьшено при сохранении размеров за счет увеличения модуля. Если T {= T2 / u, то, решая уравнение (14.19) для диаметра окружности шага шестерни, d1 = ll ((4T2 (i ± 1) КН /) {(ZEZHZz / (ucHadm)) 2. (14.20) Далее, после установки количества зубьев шестерни, определите коэффициент зацепления. m = d {/ zi. (14.21) Зависимости (14.20) и (14.21) используются в расчетных расчетах. Вычисленное значение модуля округляется до ближайшего большего стандартного значения, и определяются все размеры передачи (см. §14.2).
Смотрите также:
Решение задач по прикладной механике
