dunaev_lelikova (Детали машин Курсовое проектирование Дунаев Леликов 5-е издание дополненное (2004)), страница 3

Для длительно работающих быстроходных передач Ф > Иго и, следовательно, Ун = 1, что и учитывает первый знак неравенства в (2.5). Второй знак неравенства ограничивает допускаемые напря- жения по условию предотвращения пластической деформации или хрупкого разрушения зуба. Значения ащ, и ои;, соответствующие базовым числам Мно и Ф,-а, принимают по табл. 2.2. ДопУскаемые контактные напРЯжениЯ [пал и напРЯжениЯ изгиба [а)я определяют по формулам [о]я —— а„„2„„[о]г =а „„1;,. (2.6) Результаты вычислений округляют до целого числа. 2.2. Пределы аля контактной и ащ изгибной выносливости При расчете зубчатых передач цилиндрических косозубых, шевронных и конических с круговым зубом в расчетную формулу подставляют при варианте термообработки 11 допускаемое контактное напряжение [о]„= 0,45[[о~„, + [о~я,) > [о)„„„(2.7) при выполнении условия: для цилиндрических передач [о]„< 1,25[о]„„; для конических передач [п]„<1,15Ц„,„, где [о)л;„— меньшее из двух: [а)ль [о)лз.

При вариантах термообработки 1, П1 и 1У, а также для прямозубых цилиндрических и конических колес в расчетную формулу вместо [а)л подставлЯют меньшее из [а)ш и [о)ьт. 19 2.1.1. Расчет цилиндрических зубчатых передач При несимметричном расположении.......... 0,25 ...О, 315 При консольном расположении одного нли обоих колес Для передач внутреннего зацепления... . 0,2 ... 0,25 .. 0315 ...04 0,4 ...

0,5 Для шевронных передач .. 0,1...0,2 Для коробок передач Меньшие значения ц~ь«принимают для передач с твердостью зубьев колеса > 45 НКС. Значения уь„принимают нз ряда стандартных: 0,1; 0,15; 0,2; 0,25; 0,3 ! 5; 0,4; 0,5. Коэффициент ширины у, = 0,5у„,(их!). (2.8) Знак плюс — для передач внешнего зацепления, знак минус — для передач внутреннего зацепления.

При твердости зубьев колеса > 350 НВ коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий Кль — — 1+ 2ц~ь«/Я(2,0. (2.9) При термообработке колес по вариантам 1 и 11 и скорости колеса т < 15 мыс зубья колес полностью прирабатываются и коэффициент Кла = 1,0. Индекс Я схемы выбирают из табл.

2.3. 20 1. Межосевое расстояние. Предварительно принимают коэффициент К, межосевого расстояния: для передач с прямыми зубьями К, = 49,5; для передач с косыми и шевронными зубьями К, = 43,0. Коэффициент ширины чгь«принимают в зависимости от положения колес относительно опор: При симметричном расположении............ 0,315 ... 0,4 2.3. Значении индекса Я Межосевое расстояние (мм) (2.10) где Т, — Н мм; (и) и — Нlмм .

Вычисленное межосевое расстояние округляют в большую сторону до числа из табл. 19.1. С целью поиска оптимальных размеров передачи межосевое расстояние иногда вычисляют для разных вариантов термообработки. В связи с этим получают другие значения [о1'„и К„' . То- гда новое значение межосевого расстояния а„' =а„з (2.11) 2. Предварительные основные размеры колеса, мм: — делительный диаметр Ы,' = 2а„и/(и+1); (2.12) — ширина Ьз = Ч(„, а„; (2.13) Ширину колеса после вычисления округляют в ближайшую сторону до целого числа. Для быстроходной ступени соосного двухступенчатого редуктора определяют коэффициент ширины —ш > 0,15, (2.14) К и+1)" К Ть а„иь цз 21 где индекс Б относится к быстроходной ступени соосной зубчатой передачи.

Ширина колеса быстроходной ступени Ьгь — 'гьва . (2.15) 3. Модуль передачи. Сначала принимают коэффициент модуля К для передач: прямозубых — 6,8; косозубых — 5,8; шевронных — 5,2. Предварительно модуль передачи тг) т 2 2К Т, (2.16) Ы,Ь, о В качестве расчетного допускаемого напряжения [о]г подставляют меньшее из [о)ы и [о)г2.

Значение модуля передачи т (мм), полученное расчетом, округляют в большую сторону до стандартного из ряда чисел: Ряд 1, мм ... 1,0; 1,25; 1,5; 2,0; 2,5; 3,0; 4,0; 5,0; 6,0; 8,0; 10,0 Ряд 2, мм ...1,125; 1,375; 1,75; 2,25; 2,75; 3,5; 4,5; 5,5; 7,0; 9,0 При выборе модуля 1-й ряд следует предпочитать 2-му. Значения модулей т < 1,5 мм при твердости >40 НКС для силовых передач использовать нежелательно. 4. Угол наклона и суммарное число зубьев.

Минимальный угол наклона зубьев колес: — косозубых 13 .,„= агсз1п(4т/Ь,) (2.17) — шевронных [3 „= 25'. Суммарное число зубьев я, =2а„сов13 „/т. (2.18) Полученное значение г, округляют в меньшую сторону до целого и определяют действительное значение угла 13 ~3 = агссоя(г,т/(2а. )) . (2.19) Для косозубых колес 13 = 8 ... 20', для шевронных 13 = 25 ... 40'. Точность вычисления до четвертого знака после запятой. 5. Числа зубьев шестерни и колеса.

Число зубьев шестерни г, =г,/(и+1)е г, „. (2.20) Рис. 2Л Рис. 2.2 Ли = ~ и — и !100/и < 4% . (2.22) 7. Размеры колес (рис. 2.1). Делительные диаметры: — шестерни Н, = г,т/соя~3; — колеса внешнего зацепления И, = 2а — Ы,; — колеса внутреннего зацепления Ы, = 2а„+ И, . Точность вычисления до третьего знака после запятой. Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев: — шестерни (2.23) И„, =Н,+2т; а!, =а!, — 2,5т; (2.24) — колеса внешнего зацепления с1д =Ы, — 2,5т; с1., =И, +2т; 2З Значение г1 округляют в ближайшую сторону до целого; г1,„= ! 7 — для прямозубых колес; гм,„= 17соз !З вЂ” для косозубых з и шевронных колес. Число зубьев колеса: — внешнего зацепления гз =г,-гй (2.21) — внутреннего зацепления гз =г,+ го 6. Фактическое передаточное число.

Фактическое передаточное число иф = г1/гь Отклонение от заданного передаточного числа — колеса внутреннего зацепления |1„, =Ы, — 2л|; |1~, — — й, +2,5л|. ЬЛ~г, 1,08 1,06 1,05 Полученное значение Ь| округляют до целого числа. В коробках передач ширину шестерни принимают равной ширине колеса Ь, = Ьь 8. Пригодность заготовок колес. Чтобы получить при термообработке принятые для расчета механические характеристики материала, размеры заготовки колес не должны превышать предельно допустимых величин.

Значения О„„С „, Я„„(мм) вычисляют (рис. 2.2): — для цилиндрической шестерни О„„= о', + 6 мм; — для колеса с выточками принимают меньшее из двух С = 0,5Ьз', 8заг — для сплошного колеса без выточек о„„= Ь~ + 4 мм. Условия пригодности заготовок колес; |г)„, < Ю„,; С„,(Я„,) < Я'„, . Предельные значения |!)„р и Я„р приведены в табл. 2.1. При невыполнении неравенств изменяют материал деталей или вид термической обработки. 9.

Силы в зацеплении !Н) (рис. 2.3): — окружная Е, =2Т,/|з|,; — радиальная Ь; = Ь; 18а/совр; — осевая Е„= Е, !8!3, !2.25), где Тг — Н мм; о|1 — мм. профиля зуба а = 20' имеем Рис. 2.3 Для стандартного угла !820' = 0,364. 24 Ширину шестерни Ь| !мм) принимают по соотношению Ь|/Ьв где Ь, — ширина колеса: При Ьз до 30 св. 30до 50 св. 50до 80 св.

80до 100 10. Проверка зубьев колее по напрнженннм изгиба. Предварительно определяют степень точности и значения уточняющих коэффициентов. Степень точности принимают в соответствии с табл. 2.4. Окружную скорость колеса (м/с) вычисляют по формуле: ч = кс(злз I 60000.

Чаще всего применяют передачи степени точности 7 и 8. 2.4. Значении допустимых окружных скоростей зубчатых колес силовых передач Степень точности по ГОСТ 1643-81 ямоз бых неп ямоз бых кониче- ских цилинд- рических цилиндр- ическихх кониче- ских До 20 До!2 До 30 До 20 »8 » 12 »20 »1О »6 »10 »7 »4 »2 » 1,5 »3 »4 Для прямозубых колес коэффициент Кр„= 1. Для колес с углом 13 > 0' принимают Степень точности .... 6 7 8 9 Кьк 0,72 0,81 0,91 1,0 Коэффициент Ув вычисляют по формуле (13 в градусах): Ув = 1 — 13Л 00; пРи Условии Ув > 0,7. Коэффициент ширины уц = Ь, /И, .

При твердости зубьев колеса >350 НВ коэффициент (2.26) (2.27) К„=1+1,5ц(„,/о 51,7. (2.28) 25 6 (передачи повышенной точности) 7 (передачи нормальной точности) 8 (передачи пониженной точности) 9 (передачи низкой точ- ности Допустимая окружная скорость к мlс, колес 2.5. Значеняя коэффнцяента Ггл для внешнего запеплепшя (пря коэффициенте смещения х = О) Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса ог2 Кг*КмКг.ЦУГАХ(Ьг т). (2.29) Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни о„= о„ут,/Ут,.

(2. 30) Расчетные напряжения могут отклоняться от допускаемых: ~, ~1,1Ц„. 11. Проверка зубьев колее по контактным напряжениям. Предварительно определяют значения уточняющих коэффициентов. Значение коэффициента К„„распределения нагрузки между 26 Здесь Я вЂ” индекс схемы (тот же, что н в и. 1, табл. 2.3). При вариантах термообработки 1 и П (твердость зубьев кппеса < 350 НВ) н скорости колеса т < 15 мlс зубья колес полновтью прирабатываются и коэффициент К„=!,0 Значение коэффициента Кт принимают: — для прямозубых колес при твердости зубьев < 350 Н — 1,4; > 350 Н — 1,2; — для косозубых колес при твердости зубьев < 350 Н — 1,2; > 350 Н — 1,1. Значения коэффициента Ут, учитывающего форму зуба и концентрацию напряжений, в зависимости от приведенного числа зубьев е„= г/соя~13 для внешнего зацепления принимают по табл.

2.5. Длл внутреннего зацепления: г ... 40 50 63 71 Уж " 402 3 88 3 80 3.75 зубьями принимают для колес прямозубых — 1,0; косозубых и шевронных — 1,1. Значение коэффициента Кнв неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий вычисляют по формуле (2.9). Значение коэффициента Кн„, учитываюшего внутреннюю динамику нагружения, принимают: — для прямозубых колес при твердости зубьев < 350 Н — 1,2; > 350 Н — 1,1; — для косозубых колес при твердости зубьев < 350 Н — 1,1; > 350 Н — 1,05.

Расчетное контактное напряжение в зацеплении косозубых и шевронных колес а„= 376 (2.31) Для прямозубых передач числовой коэффициент перед корнем равен 436. Полученное расчетное контактное напряжение должно находиться в интервале (0,85 ... 1,05) 1о"1л. При несоблюдении этого условия изменяют 4 (и, следовательно, а ) нли Ьь 2.1.2. Расчет конических зубчатых передач 1. Диаметр внешней делительной окружности колеса.

Коэффициент 9н принимают: — для прямозубых колес — 0,85; — для колес с круговым зубом по табл. 2,6. 2.6. Значенни коэффициентов 9л и Эгдли колес с круговым зубом 27 Коэффициент Клв определяют по формуле (2.9) при значении Я = 2 в зависимости от коэффициента ширины уы. уы = 0,166~/и' е1. (2.32) Для прирабатывающихся колес (Нг < 350 НВ): прямозубых Клв = 1,0; с круговыми зубьями Кла — — 1,1. Значение коэффициента Кл„, учитывающего внутреннюю динамику нагружения, принимают для колес: — прямозубых при твердости зубьев < 350 Н — 1,25; > 350 Н — 1,2; — с круговым зубом при твердости зубьев < 350 Н — 1,1; > 350 Н — 1,05.