Основные принципы проектирования Расчеты деталей машин на прочность, жесткость и устойчивость Выполнение компоновочных чертежей редуктора Резьбовые соединения Расчет передач на сопротивление усталости

Детали машин Основные принципы проектирования

В предыдущих лекциях рассмотрены конструкция и параметры зубчатых передач с зацеплениями некоторых типов. В этих передачах в качестве подвижных звеньев фигурируют зубчатые колеса, сидящие на вращающихся валах. Кроме подобных зубчатых передач в технике получили широкое распространение передачи, имеющие зубчато-винтовое зацепление – червячные передачи (механизмы натяжения гусениц БМП и танков, привод лебёдки БТР-80, главные передачи некоторых тяжелых грузовых автомобилей).

Силы в зубчатой паре

1. В прямозубой передаче действует нормальная сила Fn, которая состоит из следующих сил:

Ft – окружная сила (касательно к начальной окружности), FR – радиальная сила (к центру окружности). Ft=2000×T1/dW1, FR=Ft × tg aW, где aW – угол зацепления.

2) В косозубых передачах действуют следующие силы:

радиальная сила FR=Ft×tg a / cos bW, где bW – угол наклона зуба,

осевая сила (вдоль оси) FX = Ft × tg bW, окружная сила Fn=Ft / (cos a ×cos bW).

Основные параметры зубчатых передач.

m – модуль, aW – межосевое расстояние, Yd =bW(ширина)/dW – коэффициент ширины, a = 20° – угол профиля, U – передаточное число. Для повышения контактной или и изгибной прочности применяют смещение зуборезного инструмента, т.е. a < 20°.

Особенности работы косозубой передачи

Коэффициент перекрытия eb = bW/PX, где bW – ширина колеса, PW – осевой шаг. Если eb целое число, то число полных контактных линий на одновременно зацепляющихся зубьев будет такое же I = bW/PW . Если eb ³ 1, то передача работает как косозубая. Если eb <0,9 – косозубая передача как прямозубая. ea – коэффициент торцевого перекрытия

eg – суммарный коэффициент перекрытия eg = ea + eb.

Определение расчетной нагрузки.

Rn распределяется неравномерно:

1) между одновременно работающими парами зубьев.

2) по длине зуба

3) возникает дополнительная внутренняя динамическая нагрузка.

4) внешняя динамическая нагрузка.

T1H=T1×KH

T1F=T1×KF

Коэффициент нагрузки:

KH = KA×KHV×KHb×KH£

KF = KA×KFV×KFb×KF£,

KA – коэффициент внешней динамической нагрузки;

KHV, KFV – коэффициенты, учитывающие динамическую нагрузку. Зависит от двигателя и от режима нагружения.

KHb, KFb – коэффициенты, учитывающие неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий. Зависит от твердости поверхности зубьев, относительной ширины, расположения колес относительно опор валов.

KH£, KF£ – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по парам зубьев. Для прямозубой передачи равен 1, для косозубой определяется по формуле (См. Приложение), в которой B – фактор, учитывающий влияние торцевой жесткости пары.

Расчет зубчатых передач на сопротивление контактной усталости

Целью расчета является предотвращение усталостного выкрашивания.

Расчет производится по формуле Герца-Беляева. Зависимость Герца-Беляева для нормальных напряжений в месте контакта двух сухих неподвижных цилиндров из изотропных материалов

qH – удельная погонная сила по нормали к профилю; n1, n2 – коэффициент пуансона; E1, E2 – модуль упругости материала, r – радиусы кривизны каждого цилиндра. 1/r=1/r1 ± 1/r2, «+» для внешного зацепления, «–»  для внутренного зацепления.

Формула Герца-Беляева для пары зубчатых колес

ZE – коэффициент, учитывающий свойства материалов

Ze – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий

– для прямозуб.

– для косозубых

Частным случаем циклоидального зацепления является цевочное зацепление. В цевочном зацеплении радиус производящей окружности одного из колес выбирается равным радиусу начальной (полоидной) окружности (рис. 4.4). В этом случае гипоциклоидальный профиль зубьев ответного колеса обращается в точку, что позволяет зубья первого колеса выполнить в форме цилиндрических пальцев, называемых цевками, укрепленных между двумя дисками; второе колесо при этом выполняется как зубчатое.
Критерии работоспособности и расчета