Слишком сложно? Тогда запросите консультацию специалиста!
Наша компания занимается тем, что помогает студентам выполнять различные учебные работы на заказ. Вы можете ознакомиться с перечнем выполняемых работ, а так же с их стоимостью на странице с ценами.
Критерии работоспособности зубчатых колес
При передаче вращающего момента Т в зацеплении зубчатых колес действует сила нормального давления Fn(рис. 3.15, в) и связанная с относительным геометрическим скольжением активных поверхностей зубьев сила трения Fтр= fFn, где f — коэффициент трения скольжения. Как было установлено, скорость скольжения прямо пропорциональна расстоянию контактных точек от полюса; при зацеплении в полюсе скорость скольжения равна нулю.
Для определения направления сил трения рассмотрим дополюсное и заполюсное зацепления одной пары зубьев (рис. 3.15, а, б). Разложим каждый из векторов скоростей v1и v2точек контакта
 |
Рис.3.15
на две взаимно перпендикулярные составляющие: vN— контактную нормальную скорость и vK— скорость общей точки контакта зубьев в направлении скольжения. Тогда скорость скольжения vsконтактных точек профилей зубьев равна: дополюсное зацепление vs=
- 
(рис. 3.15, а); заполюсное зацепление vs=- (рис. 3.15, б), причем в обоих случаях vкголовки зуба больше, чем у сопряженной с ней ножки. Следовательно, активная поверхность головки зуба является опережающей, а ножки зуба — отстающей.Направление сил трения у зубьев ведущего и ведомого колес показано на рис.3.15, в.
 |
Рис.3.16
Под действием сил нормального давления и трения зуб колеса испытывает сложное напряженное состояние, но решающее влияние на его работоспособность оказывают два фактора: контактные напряжения 
и напряжения изгиба 
, которые действуют на зуб только во время нахождения его в зацеплении и являются, таким образом, повторно-переменными.
Повторно-переменные напряжения изгиба вызывают появление усталостных трещин у растянутых волокон основания зуба (место концентрации напряжений), которые с течением времени приводят к его поломке (Рис.3.16.а, б).
Повторно-переменные контактные напряжения и силы трения приводят к усталостному изнашиванию активных поверхностей зубьев. Как было установлено, сопротивление усталостному изнашиванию, у опережающих поверхностей выше, чем у отстающих, поэтому нагрузочная способность головок зубьев выше, чем ножек. Этим объясняется отслаивание и выкрашивание частиц материала на активной поверхности ножек зубьев (рис. 3.16, в) при отсутствии видимых усталостных повреждений головок. Усталостное изнашивание активных поверхностей зубьев характерно для работы закрытых передач.
В открытых передачах и в передачах с плохой (загрязняемой) смазкой усталостное изнашивание опережается абразивным износом активных поверхностей зубьев (рис. 3.16, г).
В тяжело нагруженных и высокоскоростных передачах в зоне контакта зубьев возникает высокая температура, способствующая разрыву масляной пленки и образованию металлического контакта, в результате чего происходит заедание зубьев (рис.3.16, д), которое может завершиться прекращением относительного движения колес передачи.
Итак, критерием работоспособности зубчатых передач является износостойкостъ активных поверхностей зубьев и их изгибная прочность.
Расчетная нагрузка. Расчеты на прочность металлических цилиндрических эвольвентных зубчатых передач внешнего зацепления с модулем от I мм и выше регламентированы ГОСТ 21354—87.
Далее приняты следующие буквенные обозначения: К — коэффициенты, учитывающие влияние отдельных факторов на расчетную нагрузку; Z — специфические коэффициенты для расчетов на контактную прочность; Y— специфические коэффициенты для расчетов на изгиб; S — коэффициент запаса прочности; индекс Н — для величин, учитываемых при расчете на контактную прочность; индекс F — для величин, учитываемых при расчете на изгиб.
 |
 |
Рис.3.17
где 
— окружная сила; 
— коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба; 
— коэффициент, учитывающий динамичность нагрузки; b — ширина венца колеса.
На 3.16, а показана сила нормального давления Fn, распределенная по длине зуба равномерно. Однако в действительности при работе передач такое распределение нагрузки маловероятно, даже у точно изготовленных передач.
Неравномерность распределения нагрузки по длине зуба возникает в результате следующих основных причин: непараллельность и перекос осей валов за счет неточностей изготовления корпусных деталей и неточностей сборки; погрешностей при изготовлении зубчатых колес и валов; деформации валов (изгиб и кручение) под нагрузкой. На рис.3.17 показан перекос зубчатых колес в результате изгиба валов под нагрузкой. При симметричном расположении колес относительно опор вала перекос не возникает, а некоторое изменение межосевого расстояния для эвольвентной передачи значения не имеет; при несимметричном или консольном (наиболее неблагоприятном) расположении колесо перекашивается, что нарушает правильность контакта зубьев. В результате упругих деформаций обычно сохраняется контакт зубьев по всей длине, но нагрузка на единицу длины распределяется неравномерно, причем эта неравномерность возрастает с увеличением ширины венца, поэтому последнюю ограничивают. Неравномерность распределения нагрузки у прирабатывашающихся зубьев (H< 350 НВ) с течением времени уменьшается.
Для определения ориентировочных значений 
в стандарте имеются графики
приведенные на рис.3.18, 3.19, где 
— коэффициент неравномерности при расчете на контактную прочность; 
— коэффициент неравномерности при расчете на изгиб;
— коэффициент ширины венца колеса по диаметру делительной окружности шестерни.
 |
 |
Каждая из кривых графиков соответствует определенному положению колес относительно опор валов; цифры у кривых соответствуют передачам, указанным на схемах; кривые 7 и 2 для случаев консольного расположения колес на валах, опирающихся соответственно на шариковые и роликовые подшипники качения. Графики разработаны для наиболее распространенного на практике режима работы с переменной нагрузкой и окружной скоростью v < 15 м/с. При постоянной нагрузке и твердости хотя бы одного из колес Н < 350 НВ и скорости v < 15 м/с происходит полная приработка зубьев; при этих условиях принимают 
= 1.
Коэффициент динамичности нагрузки Kvучитывает динамические нагрузки, возникающие в зацеплении в результате неточностей изготовления деталей передачи, погрешностей зацепления, деформации зубьев, приводящих к непостоянству действительных значений мгновенного передаточного отношения. Величина Kvзависит от степени точности изготовления колес, вида передачи, твердости активных поверхностей зубьев и окружной скорости колес.
скоростями до 10 м/с, приведены в табл. 3.3и З.4, причем в числителе даны значения для прямозубых, а в знаменателе — для косозубых колес; строки а — для передач с твердостью зубьев колеса Н2
350 НВ; строки б — для передач с твердостью зубьев шестерни и колеса Н1 и Н2> 350 НВ. Значения Kvдля цилиндрических передач, работающих с окружными до 10 м/с представлены в таблице 3.4.
При окружной скорости v > 10 м/с для определения Kvиспользуют формулы, приведенные в ГОСТе.
Услуги
НАШ СЕРВИС
