Montagpena.ru

Строительство и Монтаж
0 просмотров
Рейтинг статьи
1 звезда2 звезды3 звезды4 звезды5 звезд
Загрузка...

Большая Энциклопедия Нефти и Газа

Большая Энциклопедия Нефти и Газа

Однако во всех случаях рабочая ширина зубчатого колеса из термопласта должна быть меньше, чем взаимодействующего с ним металлического колеса. Если оба колеса из термопластов, то рабочая ширина ( шестерни) меньшего колеса должна быть больше другого — большого колеса сопряженной пары. Это диктуется теми же соображениями, которые высказаны выше в отношении колес из реактопластов.  [3]

У 0 9); Ь — рабочая ширина зубчатых колес в см; es — коэфициент перекрытия в торцевом сечении; ал — угол зацепления в торцевом сечении.  [4]

Выполняя вторую проекцию передачи по размерам: рабочая ширина зубчатого колеса — Ь, длина ступицы — 1СТ и используя вычерченный вид, учитывают, что между зубьями в зацеплении должен быть радиальный зазор с — расстояние между поверхностью вершин одного колеса и поверхностью впадин другого зубчатого колеса.  [5]

Углы наклона зубьев Зш и Рк, рабочую ширину зубчатых колес Ь и модуль ms следует.  [6]

Измеряемые по диаметру делительной окружности d толщина зуба s / и ширина впадины et в совокупности составляют окружной делительный шаг зацепления pt, характеризующий расстояние между одноименными профилями двух смежных зубьев, измеренное по делительной окружности. Длина зуба Ъ ограничивается расстоянием между торцовыми поверхностями рабочей ширины зубчатого колеса .  [7]

Измеряемые по диаметру делительной окружности d толщина зуба s, и ширина впадины е, в совокупности составляют окружной делительный шаг зацепления р, характеризующий расстояние между одноименными профилями двух смежных зубьев, измерение также по делительной окружности. Длина зуба Ъ ограничивается расстоянием между торцовыми поверхностями рабочей ширины зубчатого колеса .  [8]

Существует два способа расчета полной нагрузки: точный и приближенный. Точный расчет рекомендуют применять при глубоком анализе зубчатой передачи; он довольно сложный и трудоемкий. Приближенный расчет в сравнении с точным намного проще и для определения функциональных параметров вполне достаточен. Его отличие состоит в усреднении массы и упругих свойств системы; в остальном он учитывает те же расчетные параметры, а именно окружную скорость колеса, упругие свойства материала зубчатой пары, влияние формы зуба и угла зацепления, влияние погрешности профиля и погрешности в основном и окружных шагах, угла наклона зуба — ф, рабочей ширины зубчатого колеса Ь, номинальной ( полезной) нагрузки.  [9]

Читайте так же:
Простой тиристорный регулятор мощности

Существует точный и приближенный способы расчета полной нагрузки. Точный расчет рекомендуют применять при глубоком анализе зубчатой передачи; он довольно сложный и трудоемкий. Приближенный расчет по сравнению с точным немного проще и для определения функциональных параметров вполне достаточен. Его отличие состоит в усреднении массы и упругих свойств системы; в остальном он учитывает те же расчетные параметры, а именно: окружную скорость колеса, упругие свойства материала зубчатой пары, влияние формы зуба и угла зацепления, влияние погрешности профиля и погрешности в основном и окружных шагов, угла наклона зуба 1 /, рабочей ширины зубчатого колеса Ь, номинальной ( полезной) нагрузки.  [10]

Детали машин

Конические зубчатые колеса применяют в передачах, когда оси валов пересекаются под некоторым углом Σ . Обычно это связано с необходимостью изменить направление передаваемого вращающего момента. Наибольшее распространение получили ортогональные конические передачи, изменяющие направление вращающего момента под прямым углом (угол Σ = 90˚, см. рис. 3).

Конические передачи подразделяются не только по углу пересечения валов и осей зубчатых колес. Они бывают с прямыми и круговыми (спиралевидными) зубьями. Встречаются и конические передачи, у которых колеса выполнены с шевронными зубьями, но из-за сложности изготовления такие передачи широкого практического применения не нашли.

Прямозубые конические передачи имеют начальный линейный контакт в зацеплении, а передачи с круговыми зубьями – точечный контакт.

расчет на прочность конических зубчаных передач

Основными преимуществами зубчатых колес с круговыми зубьями являются бόльшая несущая способность, относительная бесшумность и плавность работы. Недостаток – они сложнее в изготовлении, а, следовательно, дороже.

Нарезание кругового зуба производят резцовыми головками по методу обкатки (рис. 1). Угол наклона зуба βn в середине ширины зубчатого венца выбирают, учитывая плавность зацепления. Рекомендуется принимать βn = 35˚.

Сопряженные колеса с круговым зубом имеют противоположное направление линий зубьев – правое и левое, если смотреть со стороны вершины конуса. Шестерни выполняют с правым зубом, колеса – с левым (рис. 1 ).

конические зубчатые передачи

В конических передачах шестерню, как правило, располагают консольно (рис. 2), при этом вследствие меньшей жесткости консольного вала и деформаций опор увеличивается неравномерность распределения нагрузки пол длине контактных линий в зацеплении. По этой причине конические колеса по сравнению с цилиндрическими работают с большим шумом.
С целью снижения деформаций зубьев вал устанавливают на конических роликовых подшипниках, выдерживая соотношение l/l1 = 2,5 (рис. 2). Подшипники располагают в стакане для обеспечения возможности осевого перемещения узла конической шестерни при регулировании зацепления.

Читайте так же:
Прибор для поиска обрыва провода

достоинства и недостатки конических зубчаных передач

Передаточное число конической зубчатой передачи может быть определено из соотношений:

где de1 , de2 и δ1 , δ2 – соответственно внешние делительные диаметры и углы делительных конусов шестерни и колеса.

Для конической прямозубой передачи рекомендуемые значения передаточного числа u = 2…3, при колесах с круговыми зубьями – до 6,3.

Геометрия зацепления колес

Аналогами начальных и делительных цилиндров цилиндрических зубчатых передач в конических передачах являются начальные и делительные конусы. При вращении колес начальные конусы катятся друг по другу без скольжения (рис .3). В конических передачах угловая модификация не применяется, поэтому начальные и делительные конусы всегда совпадают.

геометрия зацепления колес конических зубчаных передач

Угол Σ между осями зубчатых колес равен сумме углов делительных конусов: Σ = δ1 + δ2 .

Эвольвентные зубья конического колеса профилируют на развертке дополнительного конуса, образующая которого перпендикулярна образующей делительного конуса. Дополнительные конусы можно построить для внешнего, среднего и внутреннего сечений зуба конического колеса.
Ширина b венца зубчатого колеса ограничена двумя дополнительными конусами – внешним и внутренним.

Зубья конических колес в зависимости от изменения размеров их нормальных сечений по длине выполняют трех осевых форм (рис. 4).

осевые формы колес конических зубчаных передач

Осевая форма I – нормально понижающиеся зубья.
Вершины делительного конуса и конуса впадин совпадают. Применяют для прямых зубьев, а также для круговых зубьев при m ≥ 2 мм и √(z1 2 + z2 2 ) = 20…100.

Осевая форма II – нормально сужающиеся зубья.
Вершина конуса впадин располагается так, что ширина дна впадины колеса постоянна, а толщина зуба по делительному конусу растет с увеличением расстояния от вершины. По этой форме одним инструментом можно обработать сразу обе поверхности зубьев колеса, что повышает производительность при нарезании зубчатых колес. Осевая форма II является основной для колес с круговыми зубьями. Применяют в массовом производстве.

Осевая форма III – равновысокие зубья.
Образующие конусов делительного, впадин и вершин параллельны. Высота зубьев постоянна по всей длине. Применяют для круговых зубьев при √(z1 2 + z2 2 ) ≥ 60 и для неортогональных передач с углом Σ < 40˚.

Далее рассмотрены зубья осевой формы I.

Основные геометрические соотношения конических передач

В конических зубчатых колесах высота зуба, а следовательно, и модуль зацепления увеличиваются от внутреннего 1 к внешнему 3 дополнительному конусу (см. рис. 3, 4). Для удобства измерения размеры зубчатых колес принято определять по внешнему торцу зуба, образованному внешним дополнительным конусом.

Читайте так же:
Стриппер для тонких проводов

Максимальный модуль зубьев – внешний окружной модуль – получается на внешнем торце колеса. Его принимают за основной и обозначают: me – для прямозубых колес, и mte – для колес с круговыми зубьями.

Внешний окружной модуль me или mte можно не округлять до стандартного, так как одним и тем же режущим инструментом можно нарезать колес с различными значениями модуля, лежащими в некотором непрерывном интервале.

Для повышения износостойкости и сопротивления зубьев заеданию конические зубчатые колеса выполняют с высотной модификацией., выравнивающей удельные скольжения зубьев шестерни и колеса. Коэффициенты смещения режущего инструмента хe1 для прямозубой шестерни и хn1 для шестерни с круговым зубом принимают по справочным таблицам.
Коэффициенты смещения для колес соответственно равны:

Для передач, у которых число зубьев z и передаточное число u отличаются от табличных значений, коэффициенты смещения хe1 и хn1 принимают с округлением в бόльшую сторону.

Основные геометрические соотношения конических зубчатых передач в соответствии с рисунком 4 приведены в таблице 1.

Таблица 1. Геометрические соотношения конических зубчатых передач.

2.3. Выбор коэффициента ширины венца и межосевого расстояния

Поскольку расположение колес относительно опор симметричное, то коэффициент КНв= 1,15 (см. табл. 3.1 [1]).

Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию (см. с. 36 [1])

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активной поверхности зубьев рассчитывается по формуле (3.7 [1]):

,

где для косозубых колес Кa=43, а передаточное число нашего редуктора u=4 (см. с. 32 и формулу (3.7) [1]).

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 аW =160 мм (см. с. 36 [1]).

2.4. Нормальный модуль зацепления

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:

mn = (0.01 ÷ 0.02) аW = (0.01 ÷ 0.02) . 160 =1.6÷3.2 мм.

Принимаем по ГОСТ 9563-60* mn = 2 мм (см. с. 36 [1]).

Примем предварительно угол наклона зубьев в = 10 о и определим число зубьев шестерни и колеса (см. формулы (3.12) и (3.13) [1]):

.

Принимаем z1 = 31, тогда z1 = z1 . u = 31 . 4 = 124.

Уточненное значение угла наклона зубьев

Читайте так же:
Оцинкованные скобы для степлера

.

2.5. Основные размеры шестерни и колеса

Диаметры делительные (см. формулу (3.17), с. 37 [1]):

;

.

.

Диаметры вершин зубьев:

ширина колеса: b2 =baaW=0,4 . 160 = 64 мм;

ширина шестерни: b1=b2 + 5 = 69мм.

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

.

Окружная скорость колес и степень точности передачи:

.

Для косозубых колес при v до 10 м/с назначаем 8-ю степень точности и принимаем КHх=1,01,05.

Силы, действующие в зацеплении

;

;

.

Проверочный расчет зубьев на контактную выносливость

При bd=1,0, твердости НВ 350 и симметричном расположении колес относительно опор принимаем КH≈1,04.

При = 4,88м/с и 8-й степени точности КH≈1,09 (см. табл. 3.4 [1]).

Для косозубых колес при  5м/с КH=1,0 (см. табл. 3.6 [1]).

Таким образом, КH = 1,04 . 1,09 . 1,0 = 1,526.

Проверка контактных напряжений по формуле (3.6) [1]:

.

2.8. Проверочный расчет на контактную статическую прочность

при пиковой нагрузке

Расчетные контактные напряжения по формуле 3.21 [1]

.

Допускаемое контактное напряжение при действии пиковой нагрузки для стальных колес с улучшением

,

где предел текучести для стали 45 и диаметра заготовки свыше 120 мм т=340 МПа (табл.3.3 [1])

.

Условие прочности выполняется.

2.9. Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

По формуле (3.25) [1, с.41]

.

Коэффициент нагрузки [1, с.42].

По табл. 3.7 [1] при bd=1,1, твердости HВ  350 и симметричном расположении зубчатых колес относительно опор КF =1,1; КF = 1,3 (см. табл. 3.8 [1]). Таким образом, коэффициент kf=1,11,3=1,43.

КF  коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями. При среднем значении коэффициента торцового перекрытия  = 1,5 и 8-й степени точности

.

YF – коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев z(см. гл. III, пояснения к формуле (3.25) [1]):

у шестерни ;

у колеса .

и YF2=3,6 [1, с. 42].

Допускаемое напряжение определяем по формуле (3.24) [1]

.

По табл. 3.9 [1] для стали 45 улучшенной при НВ  350 предел выносливости при изгибе  0 Flimb=1,8 НВ.

Для шестерни  0 Flimb=1,8230=415 МПа, для колеса  0 Flimb= 1,8200 = =360 МПа.

[sf]= [SF]’ . [SF]» — коэффициент безопасности (см. пояснения к формуле (3.24) [1]), где [SF]=1,75 (по табл. 3.9 [1]) и [SF]»=1 (для поковок и штамповок). Следовательно, [SF] = 1,75.

Читайте так же:
Температура плавления всех материалов

для шестерни МПа;

колеса МПа.

Находим отношения :

для шестерни МПа;

колеса МПа.

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Определяем коэффициент Y , учитывающий наклон зубьев:

Y = 1 — = 1 —= 0,88.

Проверяем прочность зуба по формуле (3.25) [1]:

;

.

Условие прочности выполнено.

Тут вы можете оставить комментарий к выбранному абзацу или сообщить об ошибке.

Основные геометрические расчеты цилиндрического зубчатого зацепления

Автор:

Входные параметры

Тип зубчатого колеса–внутреннее или внешнее зацепление

Передаточное отношение и количество зубьев

Угол зацепления (угол профиля зуба) α

Угол наклона зуба β

Модуль m (для расчетов в метрических единицах)

Диаметральный шаг P (для британских единиц)

Коэффициента высоты головки зуба компонента a *

Зазор компонента c *

Скругление ножки зуба компонента r f *

Ширина зубчатого колеса b 1 , b 2

Коэффициенты смещения x 1 , x 2

Суммарный коэффициент смещения Σ x = x 1 + x 2

Вспомогательные геометрические расчеты

Подбор в соответствии с расчетом прочности

Расчет ширины зацепления

Расчетные параметры

Передаточное число

Тангенциальный модуль

Нормальный шаг

Осевой шаг

Основной шаг

Угол наклона зуба в основном цилиндре

sin β b = sin β cos α

Осевой угол зацепления

Начальный/рабочий угол зацепления

Осевой начальный/рабочий угол зацепления

Делительный диаметр

Основной диаметр окружности

Теоретическое межосевое расстояние

Действительное межосевое расстояние

Снижение коэффициента подачи/высоты головки зуба

Наружный диаметр

— для зубчатого колеса внутреннего зацепления также выполняется проверка пересечения

для km > 0 выполняется снижение коэффициента высоты головки зубы d a2 = d a2 — 2km

Диаметр впадин

Рабочий делительный диаметр

Эквивалентное количество зубьев

Эквивалентный делительный диаметр

Эквивалентный основной диаметр окружности

Эквивалентный наружный диаметр

Толщина зуба (обычно измеряется по диаметру шага)

Ширина зуба по хорде (измеряется обычно)

Высота головки зуба над хордой

Ширина головки зуба компонента (измеряется обычно)

Рабочий захват зацеплений

Относительная ширина

Коэффициент продолжительности зацепления

Коэффициент продолжительности профильного зацепления

(минус используется для внутреннего зубчатого зацепления)

Коэффициент продолжительности ступенчатого зацепления

Минимальная коррекция без заострения

a * = a * + c * — r f * (1 — sin α )

Минимальная коррекция без выреза

Минимальная коррекция с допустимым вырезом

Проверка размеров хорды

W 1,2 = ((z w — 0,5) π + z 1,2 inv α t ) m cos α ) + 2 x 1,2 m sin α

голоса
Рейтинг статьи
Ссылка на основную публикацию
Adblock
detector