Пред.
1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37 38 39 40 41 42 43 44 45 46 47 48 49 50 51 52 53 54 55 56 57 58 59 60 61 62 63 64 65 66 67 68 69 70 71 72 73 74 75 76 77 78 79 80 81 82 83 84 85 86 87 88 89 90 91 92 93 94 95 96 97 98 99 100 101 102 103 104 105 106 107 108 109 110 111 112 113 114 115 116 117 118 119 120 121 122 123 124 125 126 127 128 129 130 131 132 133 134 135 136 137 138 139 140 141 142 143 144 145 146 147 148 149 150 151 152 153 154 155 156 157 158 159 160 161 162 163 164 165 166 167 168 169 170 171 172 173 174 175 176 177 178 179 180 181 182 183 184 185 186 187 188 189 190 191 192 193 194 195 196 197 198 199 200 201 202 203 204 205 206 207 208 209 210 211 212 213 214 215 216 217 218 219 220 221 222 223 224 225 226 227 228 229 230 231 232 233 234 235 236 237 238 239 240 241 242 243 244 245 246 247 248 249 250 251 252 253 254 255 256 257 258 259 260 261 262 263 264 265 266 267 268 269 270 271 272 273 274 275 276 277 278 279 280 281 282 283 284 285 286 287 288 289 290 291 292 293 294 295 296 297 298 299 300 301 302 303 304 305 306 307 308 309 310 311 312 313 314 315 316 317 318 319 320 321 322 323 324 325 326 327 328 329 330 331 332 333 334 335 336 337 338 339 340 341 342 343 344 345 346 347 348 349 350 351 352 353 354 355 356 357 358 359 360 361 362 363 364 365 366 367 368 369 370 371 372 373 374 375 376 377 378 379 380 381 382 383 384 385 386 387 388 389 390 391 392 393 394 395 396 397 398 399 400 401 402 403 404 405 406 407 408 409 410 411 412 413 414 415 416 417 418 419 420 421 422 423 424 425 426 427 428 429 430 431 432 433 434 435 436 437 438 439 440 441 442 443 444 445 446 447 448 449 450 451 452 453 454 455 456 457 458 459 460 461 462 463 464 465 466 467 468 469 470 471 472 473 474 475 476 477 478 479 480 481 482 483 484 485 486 487 488 489 490 491 492 493 494 495 496 497 498 499 500 501 502 503 504 505 506 507 508 509 510 511 512 513 514 515 516 517 518 519 520 521 522 523 524 525 526 527 528 529 530 531 532 533 534 535 536 537 538 539 540 541 542 543 544 545 546 547 548 549 550 551 552 553 554 555 556 557 558 559 560 561 562 563 564 565 566 567 568 569 570 571 572 573 574 575 576 577 578 579 580 581 582 583 584 585 586 587 588 589 590 591 592 593 594 595 596 597 598 599 600 601 602 603 604 605 606 607 608 609 610 611 612 613 614 615 616 617 618 619 620 621 След.
Макеты страниц
Распознанный текст, спецсимволы и формулы могут содержать ошибки, поэтому с корректным вариантом рекомендуем ознакомиться на отсканированных изображениях учебника выше Также, советуем воспользоваться поиском по сайту, мы уверены, что вы сможете найти больше информации по нужной Вам тематике ДЛЯ СТУДЕНТОВ И ШКОЛЬНИКОВ ЕСТЬ
ZADANIA.TO
НАГРУЗКИ, ДЕЙСТВУЮЩИЕ НА ЗУБНоминальная удельная окружная сила в данном режиме работы
Расчетная удельная сила в данном режиме отличается от номинальной:
где Величину К можно представить в виде произведения нескольких коэффициентов, каждый из которых учитывает определенный фактор, влияющий на изменение нагрузки по сравнению с номинальной. Основные факторы, учитывающие нагрузку: неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий (по ширине зуба), учитываемая коэффициентом удар зубьев при входе в зацепление, учитываемый коэффициентом динамические нагрузки, связанные с крутильными колебаниями системы, учитываемые коэффициентом Одновременный вход в зацепление двух и более пар зубьев (благодаря перекрытию) уменьшает нагрузку, действующую на каждый зуб, что учитывается коэффициентом Ка-Следовательно,
При расчете динамических нагрузок, связанных с ударом зубьев при их входе в зацепление, вводят коэффициент
учитывающий одновременно и удар, и перекрытие зубьев, тогда
На некоторых режимах передача может вращаться вхолостую, не передавая вращающего момента однако динамические нагрузки при этом могут действовать. Величину При изменении режима (частоты вращения, мощности, направления вращения) меняется как номинальная нагрузка, так и коэффициенты, определяющие расчетную нагрузку. Особенности расчета передачи при работе на различных режимах изложены ниже (см. с. 221). Неравномерность распределения нагрузки по ширине зуба (коэффициент Во время работы зубья могут прирабатываться один к другому, поэтому различают коэффициент начальной неравномерности нагрузки Начальная неравномерность зависит от неточности изготовления и монтажа передачи и от упругих деформаций под нагрузкой элементов передачи (валов, опор, корпусов, тел колес и самих зубьев). Полный расчет упругих деформаций системы представляет собой очень трудную задачу, поэтому обычно рассчитывают только деформации изгиба зубьев, кручения ободьев или тел колес и изгиба валов. Деформация зубьев и кручение ободьев или тел колес (коэффициент
где Чтобы контакт зубьев не нарушился, несмотря на эту деформацию, соответствующее сечение колеса должно повернуться на угол
Диалогичные соотношения справед ливы для шестерни.
Рис. 8. Схема поворота колеса при деформации зуба: 1,2,3 — положения зуба соответственно до деформации, после деформации и после поворота Деформация пары сопряженных зубьев
где
Из формулы (36) следует, что нагрузка Расчетная схема, соответствующая передачам, показанным на рис. 9 и 10, а, б, приведена на рис. 11. Здесь Рис. 9. (см. скан) Неравномерное распределение нагрузки по ширине зуба из-за закручивания тел сплошных колес вместе с валами; вращающие моменты к валам приложены: а — с разных сторон, б - одной стороны Рис. 10. (см. скан) Неравномерное распределение нагрузки по ширине зубл из-за закручивания ободьев колес; вращающие моменты к ободьям приложены: а — с разныч сторон; б — с одной стороны; в — к средней части обода
связанные с внутренними крутящими моментами Т условиями равновесия элемента вала:
Из формул (38) и соотношений для относительных углов закрутки
где
Дважды продифференцировав уравнение (36) и учтя выражения (37) и (39). получим дифференциальное уравнение для распределенной нагрузки
где
Решение уравнения (40)
где постоянные Л и В зависят от условий подведения вращающегося момента к телу колеса Вращающие моменты
Рис. 11 Расчетная схема кручения Так как согласно равенству (36)
то условия (43) приводятся к виду: при
где
Определив из условий (45) постоянные А и В, получим
Характер изменения нагрузки но ширине зуба Рис. 12. (см. скан) Зависимости коэффициента неравномерности нагрузки от отношений коэффициент неравномерности нагрузки
Для сплошных (см. рис. 9) стальных колес при
получим
и
График зависимости (47) показан на рис. 12, а. Используя приближенные значения функций
получим
Кривая, построенная по формуле (48), также показана на рис. 12, а, откуда следует, что при обычных значениях Вращающие моменты и
Максимальная нагрузка будет у кромки зуба со стороны приложения вращающих моментов. Коэффициент
Для сплошных стальных колес
Используя приближенное выражение функции
Графики зависимостей (50) и (51) показаны на рис. 12, б. При В рекомендациях к ГОСТ 21354-87 используется формула
которая дает усредненное значение величины Дляслучая, показанного иарис. Для зубчатых колес с тонкими ободьями толщиной
При этом вместо формулы (50) получим
Приближенно
Из формулы (54) следует, что с уменьшением толщины обода неравномерность распределения нагрузки возрастает. Обод колеса следует выполнять достаточно жестким. Во многих зубчатых передачах применяют колеса с относительно узкими зубьями. Из приведенных формул и кривых следует, что, если Изгибные деформации валов (коэффициент
где Угол перекоса следует вычислять для всей системы валов передачи, Рис. 13. (см. скан) К расчету концентрации нагрузки по ширине зуба в связи с изгибом валов передачи (колеса условно раздвинуты) учитывая возможные начальные технологические перекосы, а также податливость опор и корпусов, однако ввиду сложности решения такой задачн обычно ограничиваются расчетом деформаций только тех валов, на которых закреплена данная пара колес. Усилиями, передающимися на эти валы со стороны других колес, и технологическими перекосами также пренебрегают. В этом случае — угол перекоса осей в сечеиии, где расположены колеса, от единичной силы, действующей в том же сечеиии на валы шестерни и колеса. Для коисольно закреплеииого колеса (рис. 13)
где Для колеса, расположенного между опорами,
где В формулу (55) подставляют значение
При расположении зубчатых колес по схемам, показанным на рис. В результате перекоса нагрузка возрастает на участке зуба, ближайшем к опоре. Наибольшие перекосы обычно возникают при одиостороиием консольном расположении колес (рис 13, б). Общая начальная неравномерность (коэффициент
Рис. 14. Зависимость коэффициента приработки ободьев и изгибе валов нагрузка концентрируется у одного и того же края зуба, то общая начальная неравномерность распределения нагрузки определяется коэффициентом
Если при кручении и изгибе нагрузка концентрируется у различных краев зуба, то расчет ведется по величине Неравномерность распределения по длине зуба контактных напряжений он соответствует неравномерности нагрузки
Концентрация нагрузки у краев зубьев может быть снижена применением продольной коррекции. Приработка зубьев. Приработка зубьев происходит в результате их истирания или пластической деформации и зависит от твердости поверхностей зубьев, от степени равномерности передаваемой нагрузки, от времени работы, окружной скорости и других факторов. В расчетах предполагают, что интенсивность приработки пропорциональна местной нагрузке, поэтому наиболее быстрая приработка происходит в первые часы работы передачи, когда нагрузка распределяется по ширине зуба весьма неравномерно. Затем приработка замедляется, а при большой твердости зубьев прекращается. Расчетный коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зуба с учетом приработки определяют по формуле
При работе на постоянном режиме коэффициент Зуб может передать всей шириной нагрузку
Так как с увеличением ширины зуба коэффициент
С учетом коэффициента Увеличивать ширину зуба сверх 6° нецелесообразно. Статическое распределение усилий между зубьями (Коэффициент В тихоходных зубчатых передачах с немассивными колесами, где динамические нагрузки невелики, распределение нагрузки между зубьями при наличии перекрытия определяется условиями статики. Если в контакте одновременно находятся две пары зубьев
При этом основные шаги зубьев в деформированном состоянии должны быть одинаковыми, т. е.
Здесь индекс 1 относится к ведущему, индекс 2 — к ведомому колесам.
Рис. 15. К расчету статического распределения усилий между зубьями Шаг в деформированном состоянии
Из (64) следует условие совместности деформаций
где Допуски на основной шаг зубчатых цилиндрических передач
В зависимости от соотношений между шагами зубьев
вероятность которой имеет тот же порядок, что и вероятность выполнения основных шагов по верхнему или нижнему допуску, и считают Упругая деформация зубьев складывается из изгиба и контактного сжатия. Испытания показывают, что полные упругие перемещения зубьев практически пропорциональны приложенной нагрузке, т. е.
где В простейшей схеме передачи усилия
Рис. 16. Простейшая схема деформации зубьев (а) и изменение удельной жесткости двух одинаковых сопряженных балок постоянного сечения (б) в зависимости от положения точки контакта и удельная жесткость на единицу длины зуба
Удельная жесткость, пропорциональная модулю упругости, имеет максимум при контакте в середине пролета (рис. 16, б) и для геометрически подобных балок имеет одинаковое значение, не зависящее от их абсолютных размеров. Это же справедливо и для зубьев. По данным различных исследований, для стальных прямых зубьев эвольвентного профиля нормальной высоты удельная жесткость в полюсе Решая совместно уравнения (62), (65) и (68), найдем усилия, действующие на каждый зуб при наличии перекрытия зацепления:
Рис. 17. Области одно- и двухпарного зацепления зубьев Контактные усилия Полагая
Эти условия можно объединить в одно, т. е.
где Если условие (70) не выполняется, то в данном положении зубьев в зацеплении будет находиться только одна пара (фактического перекрытия нет). Точные, абсолютно жесткие зубья входят в контакт в точке Точные
К моменту перед выходом пары
Характер изменения коэффициента В неточных упругих зубьях характер изменения усилий зависит от величины и знака ошибок. Область возможных значений усилий
где коэффициент
представляет собой отношение ошибки
Наибольшие значения усилий в точках
где
Двухпарное зяцепление на всем протяжении участка теоретического перекрытия зубьев
Предельно возможные изменения усилий при При больших ошибках, когда
в зацеплении будет Характер изменения коэффициента Максимальные статические усилия
Рис. 18 Изменение коэффициента статического перекрытия К вдоль рабочего участка линии зацеплении при различных значениях параметра вероятной ошибки
Для точек
Формулой (80) можно пользоваться при Для очень тихоходных передач при расчете усилия Динамические усилия на зубьях при крутильных колебаниях (коэффициент Зубчатые колеса составляют вместе с валами и другими присоединенными деталями общую упругую систему,
Рис. 19. Схема нагружения колес: 1 — ведущего, 2 — ведомого динамический расчет которой представляет большую сложность. Однако такая общая система нередко распадается на две части, динамически слабо зависящие одиа от другой, так как жесткость зубьев Частота собственных колебаний сопряженных колес. При контакте зубьев вблизи полюса, когда в зацеплении находится одна пара зубьев, дифференциальные уравнения вращения сопряженных колес имеют вид (рис. 19):
где При равномерном вращении
Если под воздействием малого случайного возмущения деформация в некоторый момент времени Введя в равенства (81) выражения (82) и обозначая
причем
Если значение Условие совместного движения зубьев (рис. 20) требует, чтобы скорость
Рис. 20. Схема совместного движения упругях зубьев вдоль линии зацепленяя: 1, 2 — положения соприкасающихся поверхностей зубьев в момент времени сближения их вдоль линии зацепления равнялась скорости увеличения деформации зубьев
Дифференцируя обе части равенства (85) и подставляя в них значения
где
Решение уравнения (86) при начальных условиях
Частота собственных колебаний колес (в Гц) при однопарном зацеплении вблизи полюса
где
Для оценки значений
где Выразив
и подставив значения
Для стальных колес при
где В общем случае при определении
Рис. 21. Изменение по времени моменты инерции деталей, жестко связанных с зубчатыми колесами. С учетом соотношения (92) формула (88) принимает вид
где В периоды двухпарного зацепления частота собственных колебаний сопряженных колес возрастает до
На собственную частоту колебаний сопряженных колес определенное влияние оказывает также податливость обода и тела колес, упругость валов и масляного слоя, податливость опор. Поэтому расчет при использовании формулы (93) дает лншь ориентировочное значение частоты, которое может быть уточнено экспериментально. Помимо высоких частот колебаний сопряженных колес передачи имеют также ряд значительно более низких частот собственных крутильных колебаний, относящихся к упругой системе, которую образуют колеса вместе с валами и другими вращающимися деталями. При расчете этих частот упругостью зубьев можио пренебрегать. Основы методов расчета крутильных колебаний изложены в гл. 21. Резонансные и вынужденные колебания. Если частота собственных колебаний колес совпадает с частотой какой-либо переменной силы, действующей в передаче, возникают резонансные колебания, которые могут явиться источником серьезных дефектов. Основные переменные силы в передаче связаны с периодическим входом зубьев в зацепление, когда за каждый оборот колесо с
где Так как форма импульсов не синусоидальна, а их характер и период При работе на небольших частотах вращения частота Изменение усилия, действующего на зуб при низкочастотном резонансе, показано на рис. 22. Несмотря на ограниченное число циклов, которое зуб успевает испытать за время нахождения в зацеплении, уровень переменных напряжений в зубе может стать значительным, так как резонансное усиление колебаний проявляется весьма интенсивно. Кроме того, возникающие при резонансе колебания колес вызывают дополнительные ударные нагрузки при входе зубьев в зацепление. Работа передачи на резонансных режимах не допускается. В некоторых передачах, например в редукторах поршневых двигателей, крутильные колебания могут иметь вынужденный характер. Динамические усилия на зубьях, связанные с крутильными колебаниями и учитываемые коэффициентом Поломки зубчатых колес могут быть связаны также с резонансными колебаниями ободьев и дисков колес [8]. Оценки возможности резонанса. Для оценки возможности резонанса определяют приведенную массу колес Расчетные резонансные окружные скорости
где при основном резонансе Возбуждение при двухпарном зацеплении обычно бывает более сильным. Из-за жесткости смежных валов частота несколько повышается, а из-за податливости ободов и опор снижается, поэтому для ответственных передач резонансные режимы нужно уточнять экспериментально тенэометрнрованием колес. При проектировании передач резонансных значений окружной скорости следует избегать. Динамические усилия на зубьях при пересопряжении (коэффициенты Пересопряжение зубьев сопровождается колебаниями зубьев, причем полная (динамическая) нагрузка
или
где
Рис. 22, Осциллограмма изменения усилия на зубе при резонансе Однако при большой окружной скорости и отрицательных ошибках В общем случае удобнее относить
где коэффициент динамической нагрузки
Величина Для статически ненагруженных зубьев
Динамические усилия (удар) испытывает пара зубьев
Рис. 23. Схема возникновения кромочного вблизи точки 11% уже после того, как точка контакта зубьев Кромочный удар возможен при любых значениях Неполный срединный удар, возможный при Характер динамических усилий существенно зависит от соотношений между периодом собственных колебании сопряженных колес
и отрезками времени, в течение которых протекают отдельные фазы пересопряження зубьев. В формуле (101) принимают При умеренных окружных скоростях 3. Влияние параметров неточности зубьев на условия статического зацепления и характер ударов (см. скан) Реализуются не только первый, С увеличением окружной скорости величины При еще более высоких окружных скоростях Полный расчет динамических нагрузок в зубьях — задача очень сложная и полностью не решенная. Ниже приведена приближенная методика расчета, основанная на теории динамического пересопряжения зубьев и экспериментально проверенная сопоставлением с результатами опытов разных исследователей практически во всем возможном диапазоне измерения параметров относительных ошибок Расчет динамических сил. В табл. 4 приведены формулы для расчета коэффициентов
где При расчете кромочного удара на заданные значения относительных ошибок и 1) отношение радиусов кривизны эвольвент в точке
2) время кромочного контакта зубьев вне линии зацепления
4. Формулы для расчета коэффициентов (см. скан) где 3) в период собственных колебаний сопряженных колес (в с)
где Если оно неизвестно, принимают
где приведенную массу 4) коэффициент
5) предельно возможный 6) силу удара При расчете срединного удара последовательно определяют: 1) отношение радиусов кривизны эвольвент в точке
2) характеристическое время срединного удара (в с)
3) коэффициент
4) предельно возможный 5) сийу удара Более детальные расчеты для быстроходных передач с учетом условий реализации срединного удара и других особенностей могут быть выполнены согласно работам Максимально возможный коэффициент динамической нагрузки в точке
соответствует передачам с большой инерционностью (практически для
где коэффициент смягчения удара
при Сила удара
где При малых окружных скоростях сила удара пропорциональна окружной скорости и увеличивается с ростом ошибки
Рис. 24 Зависимости коэффициента смягчения кромочного удара от параметра Максимально возможный коэффициент динамической нагрузки при полном срединном ударе
Это значение При малой окружной скорости сила срединного удара, как и кромочного, пропорциональна скорости. Для
Рис. 25. Зависимость коэффициента смяг чеиия «ромочного удара статически не нагруженных зубьев неточных передач (при 1) можно считать [7]
где
Величина V меняется в пределах от 0,56 до 1. Если принять
где Выражение (113), предложенное А. И. Петрусевичем (при Сила удара в статически слабо нагруженных передачах. В статически слабо нагруженных передачах (коробки приводов агрегатов и др.) зубья после кромочного удара быстро разжимаются, так что реализуется только первый максимум. Сила удара при этом мало отличается от значения при отсутствии статической нагрузки
здесь
причем Графиком на рис. 25 можно пользоваться для оценки силы кромочного удара статически слабо нагруженных зубьев при
Расчетная динамическая нагрузка. Расчетную динамическую нагрузку определяют для каждой характерной точки линии зацепления:
В качестве значений Пример. Найти силу удара Последовательно находим для кромочного удара: По расчету согласно рекомендациям к Полный расчет согласно табл. 3 (помимо расчета по При расчете передач со смещениями параметры
где Влияние динамических нагрузок на контактную выносливость поверхности зубьев обычно проявляется слабее, чем на выносливость при изгибе, особенно в зубьях невысокой твердости. Поэтому
где при твердости
|
1 |
Оглавление
|