П.Ф.Дунаев, О.П. Леликов-Конструирование узлов и деталей машин (П.Ф.Дунаев, О.П.Леликов. Конструирование деталей и узлов машин), страница 4

Для шевронных передач 'рве = 0,4 — О,б3; для коробок передач Ч вв = 0,1 — 0,2; для передач внутреннего зацепления Чав = 0,2(и + 1)7]и — 1). Меньшие значения щ — для передач с твердостью зубьев Н л 45НКСа. Таблица 26 17 внутреннему; Т1 — вращающий момент на шестерне (наибольший из длительно действующих), Н . м; и — передаточное число. Коэффициент Х в зависимости от поверхностной твердости Н1 и Н2 зубьев шестерни и колеса соответственно имеет следующие значения: чезгт.Кугваупй-г1т.пагод.ги Продолжение мобл.

26 Сыпень зочности по ГОСТ 1643 — 81 Твердо<за на поверхноози зубьев холееа значенмяк п на е 1О > 350 НВ 1,02 1 01 1 06 1 03 1ь19 1 08 1,12 10 1,25 1 1О 1,12 1 06 1„32 1 13 1,04 1 02 1,20 1 ОВ < 350 НВ 1 40 1 16 > 350 НВ 1 15 1 06 1,24 1 09 1 03 1 01 1,09 1 03 1 30 1 12 1<1 5 1 06 1 38 1 Г5 .< 350 НВ 1,05 1 2 1,24 1 10 1 48 1 9 1 28 1 11 1 03 1 01 1,09 1 03 > 350 НВ 1,17 1 07 1,35 1 14 1,45 1,56 1,18 1,22 1<1 2 1 28 1,06 1,11 1ьбб 1,02 < 350 НВ Пр мычание.

В чиелизело приведены значения для прамозубых, в знаменажло — лла ыыозубых зубчааых хожа Хозффициент нагрузки в расчетах на конпшктнун> прочность 'уьд = 0,5Ч4 (и ~ 1). Коэффициент Хлб определяют по формуле: Х„=1+ (Х„' — 1)ХП., где Хл, — коэффициент, учитывающий приработку зубьев, его значения находят в зависимости от окружной скорости лля зубчатого колеса с меньшей твердостью (табл. 2.8). Коэффициент Хно определяв>т по формуле: Хл. = 1+ (Хбн.— 1)ХП., где Хн — коэффициент, учитывающий приработку зубьев, его значения находят в зависимости от окружной скорости лля зубчатого колеса с меньшей твердостью (табл.

2. 8). 18 Хл= Хл ХВОКл Козффицент Хю учитывает внутреннюю лнвамвку нагружвння, связанную прежде всего с ошибками шагов зацепвения и потешноспуями профивей зубьев шестерни и колеса. Значения Хш принимают по табл. 2.б в зависимости от степени точности передачи по нормам плаетости, окружной скорости и твердости рабочих поверхностей. Коэффициент Хлд учитывает неравномерность распределения нагрузки подливе контактвых ливий, обусловливаемую погрешностями изготовления (погрешностями направления зуба) и упругими деформациями валов, подшипников. Зубья зубчатых колес могут прирабатываться: в результате повьпиенного местного изнашивания распределение нагрузки становится более равномерным.

Поэтому рассматривают коэффициенты неравномерности распределения нагрузки в начальный пеРиод Работы Хлр' и после пРиРаботки Хлд Значение коэффициента Хлд' принимают по табл. 2.7 в зависимости от коэффициента уьд = ~/ду, схемы передачи и твердости зубьев. так как ширина колеса и диаметр шестерни еще не определены, значение коэффициента ччд вычисляют ориентировочно: чют.Кугвамй-дт.пагод.ги ъ ъ 2 й Щ гу ф рис.

г. Таблица 27 Знвчьпьи К 'двя <вены не едвчи по ие. 2.4 Твердоеть на повервно<ти зубьев вовеов 0,4 1,17 1,43 1,12 1,24 0,6 1,27 1,18 1,43 0,8 1,45 1,27 1,0 1,6 Таблица 28 Твердоеть нв повервно<ти зубье» Значения К» при е, о !5 1О 200 НВ 250 НВ ЭОО НВ 350 НВ 43 НКС, 47 НКС, 51 НКС, 60 НКС, 0,19 0,26 0,35 0,45 0,5Э 0,63 0,71 0,80 0,22 0,32 0,41 0,53 0,63 0,78 1,00 1,00 0,27 0,39 0,50 0,64 0,78 0,98 1,00 1,00 0,32 0,45 0,58 0,73 0,91 1,00 1,00 1,00 0,54 0,67 0,87 1,00 1,00 1,00 1,00 1,00 0,20 0,28 0,37 0,46 0,57 0,70 0,90 0,90 Начальное значение коэффициента Х 'л, распределения нагрузки мевщу зубьями в связи с погрешностями изготовления (иогреуинасиуяии ияага зацеилеиия и 19 5350 НВ > 350 НВ 6350 НВ > 350 НВ 5 350 НВ > 350 НВ < Э50 НВ > 350 НВ ь 350 НВ > Э50 НВ < Э50 НВ > 350 НВ < 350 НВ > 350 НВ 1,05 1,11 1,08 1,20 1,12 1,28 1,15 1,38 1,18 1,48 1,23 1,28 1,03 1,08 1,05 1,1Э 1,08 1,20 1,10 1,27 1,13 1,34 1,17 1,42 1,20 1,02 1,05 1,04 1,08 1,05 1,13 1,07 1,18 1,08 1,25 1,12 1,31 1,15 1,02 1,02 1,03 1,05 1,03 1,07 1,04 1,11 1,06 1,15 1,08 1,20 1,11 1,26 1,01 1,01 1,02 1,02 1,ог 1,04 1,02 1,06 1,03 1,08 1,04 1,12 1,06 1,16 чют.иугвауууй-дт.пагод.ги значении К и е а Степень тач- наети по ГОСТ 1643-81 Таад«пать «» поеерхнаети зубьев холма > Э50 НВ 110 1 06 1 16 1% у го 1ОВ 1,02 101 1ьобб 1ОЭ 1,06 1ОЗ уэг 11З 1,50 1Ю 1,64 1 26 < 350 НВ 11В 1 09 >'350 НВ 1,25 1Ю 1,06 103 11г 1 05 1,19 1Ов 1,02 101 1,64 1 25 1ОВ 1ОЗ 1,24 1 09 1,40 1 16 1 ВО уэг б 350 НВ уг4 1 09 > Э50 НВ 1,15 1 06 1ЗО 1 12 1,09 1ОЗ 1ОЭ 1О1 196 1ЗВ 1,48 1 19 1,77 1ЗО 110 1 04 1ЭО 11г 5 350 НВ 1,Э5 1 14 1,17 1 07 > 350 НВ угв 111 1ОЗ 1О1 1,09 1ОЗ 1,56 у,гг 19О у,зб 111 1,04 1ЭЗ 1,12 6350 НВ 1,45 Прннененне.

В числ«тело прмеедены яыченмя для прямозубых, а зниеенатеж — дхя коаозубых зубчатых кажа. Хозе]уфициент нагрузки яри расчете но нанряженшии изгиба Хр = ХК,ХрВХК„. 20 нанраоления зуба) определяют в зависимости от степени точности (н = 5, 6, 7, 8, 9) по нордиум плавности: для прямозубых передач Х'п„= 1+ 0,06(и — 5), при условии 1 < Х'п„<1,25; лля косозубых передач Х'Пп = 1 + А1'н — 5), при условии 1 <Х'П„< 1,6, где А = 0,15 — для зубчатых колес с твердостью ттт и туг > 350 НВ и А = 0,25 при тту и туг «350 НВ или гуу > 350 НВ и туг 350 НВ.

Вычисленное значение межосевого расстояния округляют до ближайшего числа, кратного пяти, или по ряду размеров тта40 (табл. 24.1). При крупно- серийном производстве редукторов а„округляют до ближайшего стандартного значения: 50; 63; 71; 80; 90; 100; 112; 125; 140; 160; 180; 200; 224; 250; 260; 280; 300; 320; 340; 360; 380; 400 мм. 2. Предварительные основные размеры колеса Делительный диаметр: 412 = 2а„и/(и +1); Ширина: Ог ЧУРаан.

Ширину колеса после вычисления округляют в ближайшую сторону до стандартного числа (табл. 24. 1). 3. Модуль передачи. Максимально допустимый модуль т, мм определяют нз условия неподрезания зубьев у основания т х ж 2а„/[171и ~ 1)]. Минимальное значение модуля т„;„мм определяют из условия прочности: К„крт, 1«*Ц и Ьт [ о )р где Х„= 3,4'103 лля прямозубых и Хж 2,8 10 лля косозубых передач; вместо [тт] р подставляют меньшее из значений [о] рг и [тт]ру. Таблица 29 чют.Кугвамй-дт.пагод.ги Коэффициент Хг„учитывает внутреннюю динамику натруженна, связанную прежде всего с ошибками шагов за14еплвния шестерни и колеса.

Значения Х ь принимают по табл. 2.9 в зависимости от степени точности по нормам плавности, окружной скорости и твердости рабочих поверхностей. Хь)3 — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжении у основания зубьев по ширине зубчап1ого вентга, оценивают по формуле Хд3 = 0,18 + 0,82Х О. Хр„— коэффициент, учитывающий влияние погрвшнос1пвй изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями, определявтт так же, как при расчетах на контактную прочность: Хя„Хя„ь. В связи с менее благоприятным влиянием приработки на изгибную прочность, чем на контактную, и более тяжелыми последствиями из-за неточности при определении напряжений изгиба приработку зубьев при вычислении коэффициентов Хгд и Хр„не учитывают. из полученного диапазона (1п;„...7п ) модулей принимают меньшее значение п3, согласуя его со стандартным (ряд 1 следует предпочитать ряду 2): Ряя1,мм.....

1,0; 1,25; 1,5; 2,0; 2,5; 3,0; 4,0; 5,0; 6,0; 3,0; 10,0 Ряд 2, мм..... 1,12; 1,37; 1,75; 2,25; 2,75; 3,5; 4,5; 5,51 7,0; 9,0 Значение модулей п1 < 1 мм при твердости я350 НВ и п1 < 1,5 мм при твердости >40 НКС, для силовых передач использовать нежелательно. 4. Суммарное число зубьев я угол наклона. Минимальный угол наклона зубьев косозубых колес б„а„= атсяп(4п1/Ьг); шевронных колес ба =25'.

Суммарное число зубъев Полученное значение т, округляют в меньшую сторону до целого числа и определяют действительное значение угла ~5 наклона зуба: Р = атссоз(зрю/(2а„)1. Для косозубых колес б = 8...20'. 5. Число зубьев шестерня и колеса. Число зубьев шестерни 71 = ть/(и 11) > г1н;„. Значение т1 округляют в ближайшую сторону до целого числа. Для прямозубых колес т1 гн = 17; для косозубых и шевронных т1 = 17соз 0. При т1 < 17 передачу выполняют со смещением для исключении подрезания зубъев и повышения их изломной прочности. Коэффициент смещения х1 = (17 - т1)/17 < 0,6, Для колеса внешнего зацепления х2 = — х1., для колеса внутреннего зацепления Хт = Х1. ц чеггт.иугваулй-дт.пагод.ги а) Рис.

2Л Рис. 2.5 Число зубьев колеса внешнего зацепления 22 г,. - гг, внутреннего зацепления 2г-4+ гг. б. Фактическое передаточное число иф = Щг. Фактические значения переда-' точных чисел не должны отличаться от номинальных более чем на: 3 % — для односгупенчатых, 4% — для двухступенчатых и 5 % — для многоступенчатых редукторов. 7. Диаметры колес (рис, 2.5). Делительные диаметры д: лг = сгмlсгир' Вг= 2а - Вь' Ег = 2е,„+ Вг шестерни .. колеса внешнего зацепления.... колеса внутреннего зацепления .. Диаметры гге и ггг окружностей вершин и впадин зубьев колес внешнего зацепления: колес внутреннего зацепления: где х, и хг — коэффициенты смещения у шестерни и колеса; у = -(а,„— а)/т— коэффициент воспринимаемого смещения; а — делительное межосевое расстояние: а = 0,5т!22 х 2г).