72245

Детали машин и основы конструирования (Лекция №4)

Лекция

Производство и промышленные технологии

Эквивалентное число зубьев конических передач. Особенности действия сил в зацеплении круговых зубьев. Проверочный расчет изгибной выносливости зубьев конических колес. Условие равной прочности зубьев конических колеса и шестерни на изгибную выносливость.

Русский

2014-11-19

1.59 MB

1 чел.

PAGE 2

МОСКОВСКИЙ АВТОМОБИЛЬНО-ДОРОЖНЫЙ ГОСУДАРСТВЕННЫй

ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ (МАДИ)

Детали машин

и основы конструирования

Лекция №4

4. Конические передачи.

4.1. Геометрические зависимости в конической передаче.

4.2. Эквивалентное число зубьев конических передач.

4.3. Силы, действующие в зацеплении конических колес с прямыми зубьями

4.4. Конические колеса с круговыми зубьями.

4.5. Особенности действия сил в зацеплении круговых зубьев.

4.6. Расчет конических зубчатых передач на контактную прочность.

4. Конические передачи (продолжение).

4.7. Расчет на контактную прочность при действии максимальной нагрузки

4.8. Проверочный расчет изгибной выносливости зубьев конических колес.

4.9. Проектный расчет на выносливость при изгибе.

4.10. Условие равной прочности зубьев конических колеса и шестерни

на изгибную выносливость

4.11. Проверка изгибной прочности зубьев при действии пиковых нагрузок (на пусковых режимах) для менее прочного колеса.

Лектор проф. В.Ф. Водейко

Группы 4ВА1, 4ВА2.


4. Конические передачи.

Конические передачи служат для передачи вращения между пересекающимися под любым углом осями. Наиболее часто этот угол равен 90о. По форме зубьев подразделяются на передачи с прямыми, косыми (тангенциальными) и круговыми зубьями.

Конические передачи сложнее цилиндрических в изготовлении и монтаже, КПД их ниже, шум больше, возникают большие осевые усилия. Затруднено двустороннее размещение подшипников относительно шестерни и возникает необходимость относительного перемещения шестерни или колеса для регулировки зазора в зацеплении зубчатых колес.

Поэтому конические передачи обычно применяются при малых окружных скоростях – до 2…3 м/с.

4.1. Геометрические зависимости в конической передаче.

Рис. 18

Здесь: δ1 и δ2 – углы начальных конусов шестерни и колеса;

dm1 и dm2 – их средние диаметры;

de1 и de2 - внешние диаметры;

Rm – среднее конусное расстояние;

Re – внешнее конусное расстояние.

Пунктиром показаны внешние (дополнительные) конусы соответственно шестерни и колеса.

Из рис. 18    

Так как ; , то передаточное число

 или

Средние диаметры:

;

,

где  - коэффициент ширины. Рекомендуется применять , чаще всего .

Так как ;

где  -  внешнее конусное расстояние; но , и таким образом,

или .     (4.1)

Подставляя в равенство .

Таким же образом .

Обозначим как модули me – внешний и mm – средний (в среднем сечении зуба). Так как  и , то ;

откуда .

,мм,        (4.2)

, мм.       (4.3)

4.2. Эквивалентное число зубьев конических передач.

Для расчета на прочность конических передач конические колеса заменяют цилиндрическими эквивалентными, как в цилиндрической косозубой передаче.

Эквивалентными называются цилиндрические прямозубые колеса, полученные путем развертки на плоскость дополнительных конусов двух находящихся в зацеплении конических колес (см. рис. 19).

Эквивалентное число зубьев для колес с прямыми, косыми или круговыми зубьями соответствует числу зубьев прямозубого цилиндрического колеса с диаметром начального цилиндра dv и модулем mm в среднем сечении зубьев.

Из рис. 19 ; .

Из треугольников, выделенных на рис. 19, находим:

; , но  .

Таким образом , т.е.,

         (4.4).

Следовательно, можно найти такие цилиндрические колеса, которые по контактной и изгибной выносливости оказываются равнопрочными коническим.

Рис. 19

Для конических колес с косыми тангенциальными и круговыми зубьями требуется вторичное, так называемое, биэквивалентное приведение, в результате которого находится биэквивалентное число зубьев:

,        (4.5)

где β – угол наклона зуба. Если , то получим формулу для цилиндрических косозубых колес.

4.3. Силы, действующие в зацеплении конических колес

с прямыми зубьями.

Силу нормального давления , действующую в нормальной плоскости N-N к поверхности зуба, раскладываем на две составляющие: окружную Ft и вспомогательную Fv. Перенося вспомогательную Fv на основной рис. 20а и раскладывая её на составляющие, получим остальные силы: радиальную Fr и осевую Fa.

Рис. 20

Так как крутящий момент на шестерне T1 известен, следовательно, известно окружное усилие в среднем сечении на среднем начальном диаметре

Н       (4.6)

Из сечения n-n    

или  

Из рис. 20а   

   

Для колеса ; . Из рис. 20б находим равнодействующую сил Fa и Fr. Направление ее действия – к центру вала

.

4.4. Конические колеса с круговыми зубьями.

Линии кругового зуба представляют собой дуги окружности (рис. 21 а). Преимущества по сравнению с прямозубыми коническими колесами:

1. Более высокая нагрузочная способность, плавность работы, меньшие шум, вибрации и динамические нагрузки при высоких скоростях.

2. Возможны более высокие передаточные числа (u  6).

3. Менее чувствительны к погрешностям сборки и деформации валов

4. Высокая производительность при нарезании зубьев.

Недостатки:

1. Значительные изменяющиеся по величине и направлению осевые усилия при различных направлениях вращения и спирали зуба.

2. Угол наклона зубьев – переменный по длине зуба. (28…42о). За расчетный принимается угол β между осью и касательной к окружности на середине ширины колеса  (рис 19 а). Угол зацепления .

4.5. Особенности действия сил в зацеплении круговых зубьев.

Как в случае с прямыми зубьями, в нормальном сечении n-n (рис. 21б) раскладываем силу  на три составляющие: ,  и силу , действующую нормально к чертежу. Обозначим её направление - к наблюдателю.

Перенеся силу  на основной чертеж и раскладывая ее на составляющие, получим силы , F1 и силу , направленную нормально от чертежа. Обозначим это направление  - от наблюдателя.

В сечении m-m на середине длины зуба действуют три силы F1,  и , причем послед-

Рис. 21                        дняя – направлена к наблюдателю .

Проектируя силы ,  на две оси, направленные по радиусу шестерни и по оси ее вращения, получим суммарные значения, которые могут быть положительными или отрицательными.

Направления осей показано на рис. 21б, причем положительным осевым направлением принято направление влево от вершины О. Положительным радиальным направлением, принято направление к оси вращения шестерни. Это важно при анализе работы шестерни с круговыми зубьями, которые могут иметь правое или левое направление вращения и работать либо выпуклой, либо вогнутой сторонами.

Из сечения n-n (рис. 21 б)

, откуда ; .

Из основного рисунка

, откуда ; .

Рассматривая сечение, находим радиальное усилие: В общем виде приняты следующие формулы:

     (4.7)

В этих формулах берется верхний знак, когда ведет вогнутая сторона зуба (рис. 19 б, случай 3 и 4), и нижний знак, когда ведет выпуклая сторона зуба (рис. 19 б, случай 1 и 2).

     (4.8)

Так же как и в прямозубых передачах, для колеса ; .

Если , то получим силы в прямозубой конической передаче, где , а направление вращения шестерни безразлично.

Если  и , то получим силы в цилиндрической косозубой передаче. Если  и  - получим силы в цилиндрической прямозубой передаче.

Что касается конических передач с круговыми зубьями, то рекомендуется ведущей делать вогнутую сторону зуба шестерни. В этом случае осевая сила всегда положительна и воспринимается радиально – упорными подшипниками, составляющими традиционный подшипниковый узел любой передачи с коническими колесами. Во всех случаях желательно, чтобы зазоры в подшипниках были исключены предварительным натягом.

При равновероятном направлении вращения в обе стороны направление кругового зуба безразлично.

4.6. Расчет конических зубчатых передач на контактную прочность.

Основными причинами выхода из строя конических колес являются усталостное выкрашивание материала с рабочих поверхностей зуба и поломка зубьев вследствие усталости.

Расчет производится так же как расчет цилиндрической косозубой передачи с эквивалентными зубчатыми колесами  и  в среднем сечении зуба. Такой метод позволяет использовать ранее полученные зависимости.

В исходной формуле Герца заменим приведенный радиус кривизны , найденный из рис. 20.

а)         б)

Рис. 22

Здесь в сечении О1О2 в полюсе зацепления Р отрезок АР соответствует радиусу кривизны шестерни , а отрезок ВР – радиусу кривизны колеса .

Рассматривая прямоугольные треугольники  и , оставляя только знак суммы (+), поскольку конические передачи бывают только с внешним зацеплением, получим:

       (4.9)

Далее полагаем, что для однопарного зацепления, как было показано ранее, известны нормальная нагрузка qH и приведенный модуль упругости Епр.

Из формулы для приведенного радиуса (4.9) следует, что его величина изменяется пропорционально среднему диаметру, а значит отношение qH/пр постоянно и, следовательно, постоянно контактное напряжение в любом сечении. Поэтому за расчетное принимают среднее сечение зуба. В дополнение к этому, введем коэффициент прочности конических передач , учитывающий конструкцию зубчатых конических колес.

Принимая во внимание эти особенности, после подстановок в формулу Герца, получим формулу для проверочного расчета на контактную прочность любых конических передач:

       (4.10)

Здесь  - коэффициент формы сопряженных поверхностей зубьев. Для  , где β - угол наклона зуба. Если колесо с круговой формой зуба, то обычно принимают .

Для стальных колес  МПа½.

- коэффициент, учитывающий длину контактной линии зацепления конических колес. Обычно .

- удельная окружная сила.

Коэффициент  зависит от  и определяется по графикам на рис.23 в зависимости от конструктивной схемы конической передачи, типа опор колес – Iш (шариковые), Iр (роликовые), а также твердости материала колес.

Здесь: , . Сплошные и штрихпунктирные линии относятся к коническим передачам с прямыми зубьями.

- коэффициент прочности конических передач. Определяется по таблице 13 в зависимости от вида конической передачи, твердости материала колес и передаточного числа:

для прямозубых конических колес;

для конических колес с круговыми зубьями.

Коэффициент динамичности нагрузки -  для конических колес находится по таблице 12. Он зависит от степени точности по нормам плавности работы передачи и окружной скорости колес.

   

Рис. 23. Изменение коэффициентов  в зависимости от конструктивных соотношений в коническом зацеплении и твердости зубьев.

а) схемы передач; абсцисса на графиках ; б) для зубьев с твердостью ; в) для зубьев с твердостью

Таблица 12

Коэффициент  для конических колес

Степень точности

по нормам плавности работы ГОСТ 1758-81

Твердость рабочей поверхности зубьев

Значение KHV 

при окружной скорости

V, м/с

V < 3

3 V < 8

6

Н2  350 HB

1,08

1,18

H1 и H2  350 HB

1,15

1,25

7

Н2  350 HB

1,13

1,23

H1 и H2  350 HB

1,2

1,35

8

Н2 350 HB

1,25

-

H1 и H2  350 HB

1,4

-

Таблица 13

Коэффициенты прочности зубьев  и в конической передаче.

Коэффициенты прочности

Н1 и Н2  350 НВ

Н1  45 НRC

Н2  350 НВ

Н1 и Н2  45 НRC

1,22+0,21 u

1,13+0,13u

0,81 + 0,15u

0,94 + 0,08u

0,85 + 0,043u

0,65 + 0,11u

4. Конические передачи (продлжение).

Рис. 24. График определения  для косозубых передач:

(цифры у кривых означают степень точности по нормам плавности работы по ГОСТ 1643-81)

Коэффициент неравномерности нагрузки зубьев  для колес с круговой формой зуба определяют по графику рис. 23 в зависимости от степени точности по нормам плавности работы.

Для прямозубых конических передач ,  - диаметр в среднем сечении зуба шестерни.

Таблица 14

Коэффициент  для конических колес

Степень точности

по нормам плавности работы ГОСТ 1758-81

Твердость рабочей поверхности зубьев

Значение KFV

при окружной скорости V м/с

V < 3

3 V < 8

6

Н2  350 HB

1,15

1,35

H1 и H2  350 HB

1,15

1,25

7

Н2  350 HB

1,25

1,45

H1 и H2  350 HB

1,2

1,35

8

Н2 350 HB

1,5

-

H1 и H2  350 HB

1,4

-

Обозначив  и решая уравнение (15) относительно , получим для проектного расчета формулу расчета диаметра в среднем сечении конической шестерни, одного из главных геометрических параметров:

, мм.    (4.11)

Здесь Кd - вспомогательный коэффициент. Для конических прямозубых передач (МПа)1/3, и Kd = 590…520 (МПа)1/3 для передач с круговыми зубьями (); величина коэффициента относительной ширины зубчатого венца  или , при условии пропорциональности ширины колес конусному расстоянию .

4.7. Расчет на контактную прочность

при действии максимальной нагрузки

Расчет производится раздельно для шестерни и колеса по формуле

,       (4.12)

где  - расчетное напряжение, создаваемое наибольшей нагрузкой , МПа;

- напряжение, определяемое по формуле (4.10), МПа;

- — номинальный момент, Нм;

- наибольший подводимый к передаче момент, даже при однократном его действии, Нм.

4.8. Проверочный расчет изгибной выносливости

зубьев конических колес.

Точка приложения равнодействующей при расчете принимается на середине длины зуба. Расчет ведут по среднему сечению, что увеличивает запас прочности зуба. Расчет проводят по формулам, определенным для изгибных напряжений цилиндрических колес с учетом эквивалентного приведения , .

,        (4.13)

где .

Условие изгибной прочности выполняется при   для прямозубых и   для колес с круговым зубом.

Коэффициенты  выбираются так же, как для цилиндрических пар передач , ;

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями находится по графикам рис. 22, с понижением точности на одну позицию.

Коэффициент прочности принимается по табл. 13.

Коэффициент динамичности  - по табл. 14.

Коэффициент формы зуба  определяется по таблице 15 для эквивалентного числа зубьев.

Таблица 15

Коэффициент формы зуба YF для конического зацепления

Эквивалентное число зубьев z

Коэффициент смещения х

0,7

0,5

0,3

0,1

0

-0,1

-0,3

-0,5

Значения коэффициента YF

14

3,12

3,42

3,78

-

-

-

-

-

16

3,15

3,40

3,72

-

-

-

-

-

17

3,16

3,40

3,67

4,03

4,26

-

-

-

18

3,17

3,39

3,64

3,97

4,20

-

-

-

19

3,18

3,39

3,62

3,92

4,11

4,32

-

-

20

3,19

3,39

3,61

3,89

4,08

4,28

-

-

21

3,20

3,39

3,60

3,85

4,01

4,22

-

-

22

3,21

3,39

3,59

3,82

4,00

4,20

-

-

24

3,23

3,39

3,58

3,79

3,92

4,10

-

-

25

3,24

3,39

3,57

3,77

3,90

4,05

4,28

-

28

3,27

3,40

3,56

3,72

3,82

3,95

4,22

-

30

3,28

3,40

3,54

3,70

3,80

3,90

4,14

-

32

3,29

3,41

3,54

3,69

3,78

3,87

4,08

4,45

37

3,32

3,42

3,53

3,64

3,71

3,80

3,96

4,20

40

3,33

3,42

3,53

3,63

3,70

3,77

3,92

4,13

45

3,35

3,43

3,52

3,62

3,68

3,72

3,86

4,02

50

3,38

3,44

3,52

3,60

3,65

3,70

3,81

3,96

60

3,41

3,47

3,53

3,59

3,62

3,67

3,74

3,84

80

3,45

3,50

3,54

3,58

3,61

3,61

3,68

3,73

100

3,49

3,52

3,55

3,58

3,60

3,64

3,65

3,68

150

-

-

-

-

3,60

3,63

3,63

3,63

Рейка

-

-

-

-

3,63

Примечания:

  1.  Эквивалентное число зубьев определяется:

для цилиндрического прямозубого колеса ,

для цилиндрического косозубого колеса ,

для конического прямозубого колеса ,

для конического с круговым зубом .

  1.  Для цилиндрических колес с прямыми внутренними зубьями (без смещения исходного контура)

.

4.9. Проектный расчет на выносливость при изгибе.

Заключается в определении внешнего (торцевого) модуля

мм,      (4.14)

где  - принимают по таблице 16. Полученное значение модуля округляется до ближайшего нормативного по ГОСТ 9563-80.

Для лучшего конструктивного исполнения после назначения модуля тn желательно выдерживать отношение m = b/mt = bcos(/mn), которое в зависимости от конструкции передачи должно быть (не более):

Таблица 16

Диапазоны изменения отношение m = bcos(/mn),

в зависимости от конструкции передачи

Высоконагруженные передачи с повышенной точностью

и жесткостью валов, опор и корпусов:   m

Н1,2  350 НВ   45...30

Н1,2 > 350 НВ   30...20

Обычные передачи редукторного типа

в отдельных достаточно жестких корпусах:

Н1,2  350 НВ   30...20

Н1,2 >350 НВ  20... 15

Передачи грубого исполнения, открытого типа,

с консольным расположением колес,

подвижные каретки  15...10

Передачи транспортного машиностроения   (8)10...20(25)

4.10. Условие равной прочности зубьев колеса и шестерни

на изгибную выносливость

Условие равной прочности зубьев колеса и шестерни на изгибную выносливость выглядит так:

        (4.15).

Проверочный расчет по формуле (4.12) ведется для того из колес, у которого меньше отношение .

4.11. Проверка изгибной прочности зубьев конических

колес при действии пиковых нагрузок

(на пусковых режимах) для менее прочного колеса

Для увеличения прочности зубьев конических колес применяется равно смещенная коррекция зубьев х1 = - х2, т.е. у шестерни положительное смещение, у колеса – отрицательное, равное по абсолютной величине.

       (4.16).

Для достижения равной прочности по изгибу зубьев колес применяют тангенциальную коррекцию, заключающуюся в увеличении расчетной толщины зуба шестерни и уменьшения на ту же величину толщины зуба колеса.


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

27118. Модель Портера 22.25 KB
  Данная модель позволяет определить на сколько привлекательна та или иная отрасль для компании. При помощи этой модели выявляют основные потенциальные проблемы и угрозы с которыми может столкнуться компания в отрасли кроме этого проводя анализ на основе модели можно выявить конкурентное преимущество компании. Майкл Портер выделил 5 сил факторов которые оказывают влияние на компанию в отрасли на ее прибыль: новые конкуренты новые игроки на рынке; существующие конкуренты; компании предлагающие продуктызаменители; влияние...
27119. Реклама 18.78 KB
  Отсюда следуют главные функции рекламы: создание и поддержание положительного имиджа передача информации в виде подачи знаний о свойствах товара. Виды рекламы вид рекламы зависит от выбора целевого рынка стратегии маркетинга и маркетингамикс и состояния спроса на рынке : 1. Часть увещевательных объявлений смещается в категорию сравнительной рекламы в ходе которой утверждается преимущества одной марки по сравнению с другой. Цель рекламы: создание имиджа и достаточной известности привлечение потребителей реакция на действия конкурентов...
27120. Сегментация рынка 33.5 KB
  Процесс сегментации имеет для фирмы стратегическое значение поскольку приводит к определению области ее деятельности и выделению ключевых факторов успеха на избранных рынках а следовательно оптимизирует удешевляет всю ее производственную и коммерческую деятельность. Преимущества получаемые фирмой от сегментации: Эффективное удовлетворение потребностей; Высокая прибыль повышаются средние цены для отдельных категорий потребителей; Возможность роста Постоянные потребители Целенаправленная...
27121. Подходы к менеджменту: системный, ситуационный, процессный 27.98 KB
  В системном подходе подчеркивается что руководители должны рассматривать организацию как совокупность взаимосвязанных элементов таких как люди структура задачи и технология которые ориентированы на достижение различных целей в условиях меняющейся внешней среды. Закрытая система имеет жесткие фиксированные границы ее действия относительно независимы от среды окружающей системы. На входе организация получает от окружающей среды информацию капитал человеческие ресурсы и материалы. Внутрифирменное управление и управление фирмой как...
27122. Теория иерархии потребностей А.Маслоу 35.34 KB
  Маслоу предположил что все потребности человека врожденные или инстинктоидные и что они организованы в иерархическую систему приоритета или доминирования. Физиологические потребности являются необходимыми для выживания. Они включают в себя потребности в еде воде убежище отдыхе и сексуальные потребности. Потребности в безопасности и уверенности в будущем включают потребности в защите от физических и моральных опасностей со стороны окружающей среды и уверенность в том что физиологические потребности будут удовлетворены в будущем.
27123. Сбытовая политика 27.98 KB
  Сервис предоставление услуг Основные функции сбыта это: коммерческие содействуют куплепродаже товара и осуществлению передачи прав собственности: установление контакта действия по передаче товара оформлению заказов организации платёжнорасчетных операций передаче прав собственности на товар; информирование – сбор информации о покупателях конкурентах о рынке в целом информирование потребителя о товаре и фирме.; складирование и хранение продукции Посредники выполняют функции сбыта с меньшими издержками т. Канал распределения...
27124. Анализ достоинств и недостатков структур управления позволяет найти критерии их оптимального использования 38.42 KB
  Область применения функциональной структуры – это однопродуктовые предприятия; предприятия реализующие сложные и длительные инновационные проекты; средние узкоспециализированные предприятия; научноисследовательские и проектноконструкторские организации; крупные специализированные предприятия табл. Дивизиональная оргструктура Область применения – это многопрофильные предприятия; предприятия с расположением в различных регионах; предприятия осуществляющие сложные инновационные проекты. Таким образом каждая из структур имеет ряд достоинств и...
27125. Сущность планирования 14.63 KB
  Формированию ассортимента предшествует разработка предприятием ассортиментной концепции – построение оптимальной ассортиментной структуры товарного предпочтения учитывающих с одной стороны потребительские требования определенных сегментов а с другой стороны необходимость рационального использования предприятием ресурсов в целях снижения издержек. Иногда целесообразно создать отдел главной задачей которого было бы принятие принципиальных решений относительно ассортимента. Характеристика товарного ассортимента включает в себя: широту –...
27126. Функции планирования и система планов организации. Механизмы планирования: традиционный, сводный, целевой и адаптивный. Бизнес-план 116.21 KB
  Функции планирования и система планов организации. Механизмы планирования: традиционный сводный целевой и адаптивный. Бизнесплан В рамках функции планирования выделяют следующие подфункции: 1. Выполняемые подфункции планирования тесно связаны как между собой так и с выполнением других макрофункций организации.