Конспект лекций по курсу детали машин для механических и машиностроительных специальностей icon

Конспект лекций по курсу детали машин для механических и машиностроительных специальностей


11 чел. помогло.
Смотрите также:
Конспект лекций по курсу детали машин для механических и машиностроительных специальностей...
Конспект лекций по курсу “Начертательная геометрия и инженерная графика” Кемерово 2002...
Методические рекомендации к выполнению курсового проекта по курсу "Детали машин" Разде л...
Программа дисциплины по кафедре Детали машин детали машин и механизмов...
Программа дисциплины по кафедре Детали машин детали машин...
Программа дисциплины по кафедре Детали машин теория механизмов и детали машин...
Конспект лекций по курсу «Организация производства»...
Рабочая программа дисциплины детали машин для специальностей: 260601 Машины и аппараты пищевых...
Конспект лекций удк 651. 5 Ббк 60. 844 Конспект лекций по курсу «Делопроизводство»...
Конспект лекций удк 651. 5 Ббк 60. 844 Конспект лекций по курсу «Делопроизводство»...
Методическое пособие и контрольные задания для студентов-заочников механических специальностей...
Методическое пособие и контрольные задания для студентов-заочников механических специальностей...



Загрузка...
страницы: 1   2   3   4   5   6   7   8   9   ...   19
вернуться в начало
скачать
Поломка зубьев (рис. 4.8). Поломка связана с напряжениями изгиба. На практике наблюдается выламывание углов зубьев вследствие концентрации нагрузки. Различают два вида поломки зубьев: поломка от больших перегрузок ударного или даже статического действия (предупреждают защитой привода от перегрузок или учетом перегрузок при расчете); усталостная поломка, происходящая от действия переменных напряжений в течение сравнительно длительного срока службы (предупреждают определением размеров из расчета на усталость). Особое значение имеют меры по устранению концентраторов напряжений (рисок от обработки, раковин и трещин в отливках, микротрещин от термообработки и т. п.). Общие меры предупреждения поломки зубьев — увеличение модуля, положительное смещение при нарезании зубьев,- термообработка, наклеп, уменьшение концентрации нагрузки по краям (жесткие валы, зубья со срезанными углами и пр.).

^ Повреждение поверхности зубьев. Все виды повреждения поверхности зубьев (рис. 4.9) связаны с контактными напряжениями и трением.

Усталостное выкрашивание от контактных напряжений является основным видом разрушения поверхности зубьев при хорошей смазке передачи (чаще всего это бывают). Зубья таких


Рис. 4.9
передач разделены тонким слоем масла, устраняющим металлический контакт. При этом износ зубьев мал. Передача работает длительное время до появления усталости в поверхностных слоях зубьев. На поверхности появляются небольшие углубления, напоминающие оспинки, которые растут и превращаются в раковины. Выкрашивание (рис. 4.9.а) начинается обычно вблизи полюсной линии на ножках зубьев там, где нагрузка передается одной парой зубьев, а скольжение и перекатыва­ние зубьев направлены так, что масло запрессовывается в трещины и способствует выкрашиванию частиц металла. При выкрашивании нарушаются условия образования сплошной масляной пленки, появляется металлический контакт с последующим быстрым износом или задиром поверхности. Образование первых усталостных раковин не всегда служит признаком близкого полного разрушения зубьев. В передачах, зубья которых имеют невысокую твердость (НВ<350), наблюдаются случаи так называемого ограниченного или начального выкрашивания. Начальное выкрашивание связано с приработкой зубьев недостаточно точно изготовленных передач. Оно появляется в местах концентрации нагрузки после непродолжительной работы и затем приостанавливается. При этом образовавшиеся раковины не развиваются и даже совершенно исчезают вследствие сглаживания. Прекращение дальнейшего выкрашивания в этом случае объясняется тем, что разрушение мест концентрации нагрузки выравнивает ее распределение по поверхности зуба. При высокой твердости зубьев (НВ>350) явление ограниченного выкрашивания обычно не наблюдается. Образовавшиеся раковины быстро растут вследствие хрупкого разрушения их краев.

^ В передачах, работающих со значительным износом, выкрашивание не наблюдается, так как поверхностные слои снимаются раньше, чем появляются трещины усталости.

^ Основные меры предупреждения выкрашивания: определение размеров из расчета на усталость по контактным напряжениям; повышение твердости материала путем термообработки; повышение степени точ­ности и в особенности по норме контакта зубьев.

^ Абразивный износ (рис. 4.9, б) является основной причиной выхода из строя передач при плохой смазке. К таким передачам относятся прежде всего открытые передачи, а также закрытые, но недостаточно защищенные от загрязнения абразивными частицами (пыль, продукты износа и т. п.). Такие передачи можно встретить в сельскохозяйственных и транспортных машинах, горнорудном оборудовании, грузоподъемных машинах и т. п. У изношенной передачи увеличива­ются зазоры в зацеплении, появляется шум, возрастают динамические нагрузки. В то же время прочность изношенного зуба понижается вследствие уменьшения площади его поперечного сечения. Все это мо­жет привести к поломке зубьев, если зубчатые колеса своевременно не забраковать.

Расчет на износ затруднен тем, что интенсивность износа зависит от многих случайных факторов и, в первую очередь, от интенсивности загрязнения смазки.

^ Основные меры предупреждения износа — повышение твердости поверхности зубьев, защита от загрязнения, применение специальных масел.

Заедание (рис. 4.9,в) наблюдается преимущественно в высоконагруженных и высокоскоростных передачах. В месте соприкасания зубьев этих передач развивается высокая температура, способствующая разрыву масляной пленки и образованию металлического контакта. Здесь происходит как бы сваривание частиц металла с последующим отрывом их от менее прочной поверхности. Образовавшиеся наросты задирают рабочие поверхности зубьев в направлении скольжения. Кромочный удар (см. ниже) способствует заеданию.

^ Меры предупреждения заедания — те же, что и против износа. Желательно фланкирование зубьев и интенсивное охлаждение смазки. Эффективно применение противозадирных масел с повышенной вязкостью и химически активными добавками. Правильным выбором сорта масла можно поднять допускаемую нагрузку по заеданию над допускаемыми нагрузками по другим критериям.

^ Пластические сдвиги наблюдаются у тяжелонагруженных тихоходных зубчатых колес, выполненных из мягкой стали. При перегрузках на мягкой поверхности зубьев появляются пластические деформации с последующим сдвигом в направлении скольжения (см. рис. 4.4). В результате у полюсной линии зубьев ведомого колеса образуется хребет, а у ведущего — соответствующая канавка. Образование хребта нарушает правильность зацепления и приводит к разрушению зубьев Пластические сдвиги можно устранить повышением твердости рабочий поверхностей зубьев.

Отслаивание твердого поверхностного слоя зубьев, подвергнутых поверхностному упрочнению (азотирование, цементирование, закалка Т. В. Ч. и т. п.). Этот вид разрушения наблюдается при недостаточно высоком качестве термической обработки, когда внутренние напряжения не сняты отпуском или когда хрупкая корка зубьев не имеет под собой достаточно прочной сердцевины. Отслаиванию способствуют перегрузки.

Из всех перечисленных видов разрушения поверхности зубьев наиболее изучено выкрашивание. Это позволило выработать нормы допускаемых контактных напряжений, устраняющих выкрашивание в течение заданного срока службы. Расчеты по контактным напряжениям, предупреждающие выкрашивание, получили широкое pacnpостранение.

Специальные методы расчета для предупреждения других видов разрушения поверхности зубьев или еще не разработаны (при пластическом сдвиге, отслаивании), или недостаточно разработаны (при износе, заедании), а поэтому здесь не рассматриваются. Поскольку упомянутые нормы допускаемых контактных напряжений проверяют опытом эксплуатации передач, то приближенно можно полагать, что эти нормы учитывают кроме выкрашивания и другие виды повреждения поверхности зубьев. При этом рекомендуют выполнять указанные меры предупреждения повреждений.

В современной методике расчета из двух напряжений σн и аF за основные в большинстве случаев приняты контактные напряжения, так как в пределах заданных габаритов колес σн остаются постоянными, a σF можно уменьшать путем увеличения модуля.

4.5. Расчетная нагрузка

За расчетную нагрузку принимают максимальное значение удельной нагрузки, распределенной по линии контакта зубьев:

(4.4)

где Fn—нормальная сила в зацеплении; K = KbKV —коэффициент расчетной нагрузки;

Kb—коэффициент концентрации нагрузки; Kv—коэффициент динамической нагрузки;

lz—суммарная длина линии контакта зубьев.

Концентрация нагрузки и динамические нагрузки различно влияют на прочность по контактным и изгибным напряжениям. Соответственно различают KH, K, Khv при расчетах по контактным напряжениям и КF, К, КF V —по напряжениям изгиба.

Коэффициент концентрации нагрузки Kb. Концентрация или неравномерность распределения нагрузки по длине зуба связана с деформацией валов, корпусов, опор и самих зубчатых колес, а также с погрешностями изготовления монтажа передачи.

^ Коэффициент динамической нагрузки KV. Данный коэффициент учитывает погрешности в изготовлении зубьев колёс по шагу и профилю, которые явно непропорционально проявляются с увеличением частоты вращения колёс (окружной скорости).

Точный расчёт данных коэффициентов довольно сложен и их рекомендуется выбирать из справочной литературы по расчёту зубчатых передач.


4.6. Расчёт прямозубых цилиндрических передач на прочность

Расчёт на прочность прямозубых и косозубых цилиндрических передач стандартизирован ГОСТ 21354. В данном конспекте лекций введены некоторые упрощения, мало влияющие на результаты расчётов для большинства практических случаев.

^ Силы в зацеплении. На рис. 4.10 нормальная сила Fn , направлена по линии зацепления как общей нормали к рабочим поверхностям зубьев. Силы, действующие в зацеплении, принято прикладывать в полюсе зацепления. При этом силу Fn переносят в полюс и раскладывают на окружную Ft и радиальную Fr . Такое разложение удобно при последующем расчёте валов и опор. По заданным крутящему моменту Т и диаметру зубчатого колеса d определяют окружную силу : (4.5)

И через неё выражают все остальные составляющие:

; (4.6)

^ Расчет прочности зубьев по контактным напряжениям. Исследованиями установлено, что наименьшей контактной усталостью обладает околополюсная зона рабочей поверхности зубьев, где наблюдается однопарное зацепление — см. рис. 8.5. Поэтому расчет контактных

напряжений принято выполнять при контакте в полюсе зацепления (рис. 4.3). Контакт зубьев можно рассматривать как контакт двух цилиндров с радиусами р1 и р2. При этом контактные напряжения определяют по формуле (4.2), а именно: (4.7)

д
Рис 4.10

Рис 4.11
ля прямозубых передач с учетом формул (4.4)...(4.6):

q = FnKH/bw = FtKH/(bw cos aw) = 2T1KH/(dwlbw cos aw). (4.8)

Радиусы кривизны эвольвент зубьев в точке контакта (см. рис. 8.11):



По формуле (4.3):

(4.9)

Где , знак «+» для наружного, а «—» для внутреннего зацепления.

Подставляя в формулу (4.7) и заменяя , получаем

(4.10)

Данная формула определения контактных напряжений является классической. Гост 21354 даёт другую формулу, где ряд коэффициентов имеют иной вид, но она построена на базе формулы 4.10. В различных учебных пособиях и расчётных электронных программах эта формула также может быть представлена в ином виде и поэтому, если Вы выполняете расчет по одному из выбранных пособий, то значения коэффициентов необходимо принимать только из этого пособия.

Значения расчетных контактных напряжений одинаковы для шестерни и колеса. Поэтому расчет выполняют для того из колес пары, у которого меньше допускаемое напряжение н] (чаще это бывает колесо, а не шестерня).

Формулу (8.10) используют для проверочного расчета, когда все необходимые размеры и другие параметры передачи известны. При проектном расчете необходимо определить размеры передачи по заданным основным характеристикам: крутящему моменту Т1 или Т2 и передаточному числу и. С этой целью формулу (4.10) решают относительно d1 или а. Другие неизвестные параметры оценивают приближенно или выбирают по рекомендациям на основе накопленного опыта. В нашем случае принимаем: , =20°, (sin 2a0,6428), Кv1,15 (этот коэффициент зависит от окружной скорости и, которая пока неизвестна, поэтому принято некоторое среднее значение — см. табл. 4.2). При этом из составляющих коэффициента Кн [см. формулу (4.4)] остается только Кнβ . Далее обозначаем — коэффициент ширины шестерни относительно диаметра. Подставляя в формулу (4.10) и решая относительно d1, находим:

(4.11)

Решая относительно межосевого расстояния a, заменяем ; и вводим - коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния. После преобразований с учётом зависимости (4.12) ,

получим . (4.13)

При расчёте передач с цилиндрическими зубчатыми колёсами чаще используют формулу (4.13) , так как габариты передачи определяет преимущественно межосевое расстояние.

Ниже приводятся рекомендуемые значения стандартизированного межосевого расстояния и рекомендуемые передаточные числа редукторов.

Стандартные межосевые расстояния aw:

1-й ряд —40, 50, 63, 80, 100, 125, 160, 200, 250, 315, 400...

2-й ряд—140, 180, 225, 280, 355, 450...

Стандартные значения : 0,1; 0,125; 0,16; 0,2; 0,25; 0,315; 0,4; 0,5; 0,63; 0,8; 1,0; 1,25.

Стандартные номинальные передаточные числа u:

1-й ряд— 1,0; 1,25; 1,6; 2,0; 2,5; 3,15; 4,0; 5,0; 6,3; 8,0;

2-й ряд— 1,12; 1,4, 1,8; 2,24; 2,8; 3,55; 4,5; 5,6; 7,1; 9,0; 11,2 (допускаемое отклонение ±4%).

^ Выбор модуля и числа зубьев. В формуле (8.10) модуль и число зубьев непосредственно не участвуют. Они входят в эту формулу косвенно через d1, который определяется произведением mz1. Из этого следует, что значение контактных напряжений не зависит от модуля или числа зубьев в отдельности, а определяется только их произведениями или диаметрами колес. По условиям контактной прочности при данном d1 передачи может быть сколь угодно малым, лишь бы соблю­далось равенство mz1=d1.

Минимально допускаемое значение модуля можно определить из условий прочности зубьев на изгиб. Однако при таком расчете в большинстве случаев получают зацепления с очень мелкими зубьями, применение которых практически ограничено. Поэтому значение т обычно выбирают, ориентируясь на рекомендации, выработанные практикой, и затем проверяют на изгиб. В этих рекомендациях учитывают следующее.

^ Мелкомодульные колеса с большим числом зубьев предпочтительны по условиям плавности хода передачи (увеличивается ) и экономичности. При малых т уменьшаются потери на трение (уменьшается скольжение), сокращается расход материала (уменьшается наружный диаметр) и экономится станочное время нарезания зубьев (уменьшается объем срезаемого материала).

^ Крупномодульные колеса с большим объемом зубьев дольше противостоят износу, могут работать длительное время после начала выкрашивания, менее чувствительны к перегрузкам и неоднородности материала (дефекты литья и т. п.). При мелком модуле возрастают требования к точности и жесткости передачи, так как увеличивается возможность поломки зубьев вследствие концентрации нагрузки , в особенности при перегрузках.

Практически рекомендуется принимать модуль зацепления в пределах и стремиться к меньшему его значению.


^ Расчет прочности зубьев по напряжениям изгиба. Зуб имеет сложное напряженное состояние. Наибольшие напряжения изгиба образуются у корня зуба в зоне перехода эвольвенты в галтель. Здесь же наблюдаются концентрация напряжений. Для того чтобы по возможности просто получить основные расчетные зависимости и уяснить влияние основных параметров на прочность зубьев, рассмотрим вначале приближенный расчет, а затем введем поправки в виде соответствующих коэффициентов. Допустим следующее (рис. 4.12):

Вся нагрузка зацепления передается одной зубьев и приложена к вершине зуба. Практика подтверждает, что этот худший случай справедлив для 7-й, 8-й и более низких степеней точности, ошибки изготовления которых, не могут гарантировать наличие двухпарного зацепления. Например, ошибки шага приводят к тому, что зубья начинают зацепляться вершинами еще до выхода на линию зацепления. При этом вместо теоретического двухпарного зацепления будет однопарное. Зуб рассматриваем как консольную балку, для которой справедлива гипотеза плоских сечений или методы сопротивления материалов. Фактически зуб подобен выступу, у которого размеры поперечного сечения соизмеримы с размерами высоты. Точный расчет напряжений в таких элементах выполняют методами теории упругости. Результаты точного расчета используют для исправления приближенного расчета путем введения теоретического коэффициента концентрации напряжений (см. ниже). На расчетной схеме (см. рис. 4.12):

- см. формулу (4.6),

Где Ft – окружная сила, a – угол, определяющий направление нормальной силы Fn к оси симметрии зуба. Угол а/ несколько больше угла зацепления .

Силу переносят по линии действия на ось симметрии зуба и раскладывают на составляющие


Рис. 4.12




Напряжение в опасном сечении, расположенном вблизи хорды основной окружности , где

- момент сопротивления сечения при изгибе, - площадь сечения. Величины bω , s , l - показаны на рис. 4.12.

Знак (-) в формуле указывает, что за расчётные напряжения принимают напряжения на растянутой стороне зуба, так как на практике именно здесь возникают трещины усталостного порядка ( для чугуна и стали растяжение опаснее сжатия).

Значения l и s неудобны для расчётов и их заменяют на безразмерные коэффициенты и . Подставляя принятые обозначения, и вводя уточняющие поправки окончательно получим

(4.14) , где - допускаемое напряжение изгиба.

Величина




Скачать 2,26 Mb.
оставить комментарий
страница6/19
Дата29.09.2011
Размер2,26 Mb.
ТипКонспект, Образовательные материалы
Добавить документ в свой блог или на сайт

страницы: 1   2   3   4   5   6   7   8   9   ...   19
средне
  3
хорошо
  3
отлично
  25
Ваша оценка:
Разместите кнопку на своём сайте или блоге:
rudocs.exdat.com

Загрузка...
База данных защищена авторским правом ©exdat 2000-2017
При копировании материала укажите ссылку
обратиться к администрации
Анализ
Справочники
Сценарии
Рефераты
Курсовые работы
Авторефераты
Программы
Методички
Документы
Понятия

опубликовать
Загрузка...
Документы

наверх