Прикладная механика. Практические расчеты. Демин О.В - 25 стр.

UptoLike

ВУЗ: 

ТГТУ | Тамбов

Составители: 

Рубрика: 

Напряжение изгиба в опасном сечении зуба шестерни
[]
,
1
2
1
21
F
F
F
FF
Y
Y
σ≤σ=σ
МПа.
Значение
1
F
Y
определяют аналогично определению этого параметра для колеса.
Проверка передачи на кратковременную пиковую нагрузку. Максимальные контактные напряжения на рабочих по-
верхностях зубьев
[]
maxн
2
пик2
нmaxн
σ≤σ=σ
Т
Т
,
σ
н
– расчетное напряжение, МПа; [σ]
н max
– максимальное допускаемое напряжение, МПа; Т
2
– номинальный крутящий мо-
мент на валу колеса рассчитываемой передачи, МПа;
Т
2 пик
– пиковый крутящий момент на колесе рассчитываемой передачи
при пуске двигателя. В заданиях на курсовой проект по деталям машин кратковременным пиковым крутящим моментом яв-
ляется максимальный момент, развиваемый асинхронным электродвигателем при пуске установки.
η= UТТ
maxэлпик2
,
где
ω
=
ном
max
эл
эл
maxэл
Т
ТР
Т
– пиковый крутящий момент, развиваемый двигателем при пуске; U и η – передаточное число и
КПД ступеней, через которые передается движение от электродвигателя к валу рассчитываемой зубчатой пары;
ном
max
Т
Т
– зна-
чение отношения берут из справочников по электродвигателю.
Максимальное напряжение изгиба в зубьях зубчатых колес. При действии кратковременных перегрузок зубья про-
веряют на пластическую деформацию и хрупкий излом при изгибе от максимальной нагрузки.
[]
max
max
2
пик2
F
FF
Т
T
σ≤σ=σ
МПа,
σ
F
– расчетное напряжение;
[]
max
F
σ
– максимальное допускаемое напряжение, МПа.
Силы, действующие в зацеплении.
Окружная сила
2
2
3
102
d
T
F
t
⋅
=
, Н,
где Т
2
– вращающий момент, Н ⋅ м; d
2
– диаметр делительной окружности, мм.
Радиальная сила
•
прямозубые колеса
α
=
tg
tr
FF
, Н;
• косозубые и шевронные колеса
β
α
=
сos
tg
tr
FF
, Н.
Осевая сила
β
=
tg
tA
FF
, Н.
ОСОБЕННОСТИ РАСЧЕТА ОТКРЫТЫХ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ (КОНИЧЕСКИХ) ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ.
Открытые цилиндрические (конические) передачи выполняют только прямозубыми и применяют при v ≤ 2 м / с. Сте-
пень точности их изготовления по нормам плавности контакта обычно 9-я по ГОСТ 1643–72 (ГОСТ СЭВ 186–75).
Основные размеры передач
a
w
, d
e1
, d
e2
и b
2
выполняют из расчета на контактную прочность. Коэффициенты, учитываю-
щие динамическую нагрузку в зацеплении,
K
нv
=
v
F
K
= 1. Коэффициенты K
нβ
и
β
F
K
определяют по таблицам (см. прил.). При
любой твердости рабочих поверхностей зубьев открытые передачи считаются прирабатывающимися. Учитывая повышенный
износ зубьев открытых передач, значение модуля рекомендуется принимать в 1,5–2 раза большим, чем для закрытых передач
тех же размеров.
Расчет червячной передачи. Для изготовления червяков применяют углеродистые и легированные стали. Выбор мар-
ки стали зависит от назначаемой термообработки червяка и его габаритов. Материалы, применяемые для червячных колес,
по убыванию антифрикционных свойств можно разделить на три группы: группа I – высокооловянистые (10...12 %) бронзы,
группа II – безоловянистые бронзы и латуни, группа III – мягкие серые чугуны. Ожидаемое значение скорости скольжения
при выборе материалов I и II групп определяют по
зависимости:

Страницы