Учебник Леликов и Дунаев (П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов - Конструирование узлов и деталей машин), страница 6

2.10). Углы делительных конусов шестерни и колеса; 6, = агав(1/ ф); б2 = 90' — б1. Рис. 2. 10 Полученные значения округляют в ближайшую сторону до целого цисла. На практике применяют также и другой метод определения чисел зубьев и модуля колес. Выбирают предварительное значение числа зубьев шестерни ~1'в зависимости от ее диаметра И,1 и передаточного числа и по одному из графиков, построенных для лрямозубых конических колес (рис. 2.8) и колес с гсруговыми зубьями (рис. 2.9) при твердости зубьев колеса и шестерни ~45 НКС,, Уточняют ~1' с учетом твердостей зубьев шестерни и колеса: Делнтельные диаметры колес: ПРЯМОЗУбЫХ Йег = т,~1; Н,г = т,2р,. с круговым зубом 41 = т~д1' 4г = те гг. Внешние диаметры колес: прямозубых дае1 = Нег + 2(1 + хег)тесо851', 4 г = 61ег+ 2(1 + хег)тесозбг> с круговым зубом 4„1 = аег+ 1,б4(1 + х„г)т„со861,' егаег = иег+ 1,б4(1 + хаг)т~есо852.

Коэффициенты х,г и х„г смещения для шестерни прямозубой и косозубой принимают по табл. 2.12 и 2,13. Для передач с 21 и и, отличающимися от указанных в табл. 2.12 и 2.13, значения хег и х„г принимают с округлением в большую сторону. Коэффициент смещения инструмента для колеса: хег = -хеь' хаг = -хаг 7. Размеры заготовки колес. Для конических шестерни и колеса вычисляют размеры заготовки (мм), рис. 2,б: "~3ж = е1ег+ 2те(%е) + б мЖ чае = Вте(т~е). Полученные расчетом Ю, и 5', сравнивают с предельными размерами .0 и 5; (табл.

2.1). Условия пригодности заготовок: Ож ~4тр~ ~звг -'астр Т а б л и и а 2.12 ипе латочномчиеле и 1,6 1,0 1 25 20 2,5 3„15 4,0 5,0 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 Таблица 2.13 г8 12 13 14 15 16 18 20 25 зо 40 0,18 0,17 0,15 0,14 О,1З 0,11 0,09 0,34 0,31 0,30 0,28 0,26 0,23 0,19 0,15 0,44 0,42 0,40 0,38 О,зб 0,34 0,29 о,г5 0,20„ 0,50 0,48 0,47 0,45 0,43 0,40 0,37 о,зз 0,28 0,22 0,53 0,52 0,50 0,48 0,46 0,43 0,40 0,36 0,31 0,24 0,56 0,54 0,52 0,50 0,48 0,45 0,42 0,38 0,33 0,26 0,57 0,55 0,53 0,51 0,49 0,46 0,43 0,39 0,34 0,27 Продолжение ва6л.

2. 13 8. Силы в зацеплении (рис. 2.11): окружная сила на среднем диаметре шестерни .Г, = 2 100Т~(й„,ь где д,„1 = 0,85741, осевая сила на шестерне: ~ = У;грхзшб„. прямозубой с круговым зубом Г,1 =7,Г„ ',1 радиальная сила на шестерне: прямозубой Г„1 = У~ гаисозб1,' с круговым зубом Г,1 = у„Г~ Осевая сила на колесе Г,2 = У„'1, Рис. 2.11 радиальная сила на колесе Г„2 = Г,1. Коэффициенты у, и у„для угла ~3„= 35' определяют по формулам: у, = 0,44з1пь1 + 0,7соз51., 10.

Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба. Напряжение изгиба в зубьях колеса 2,72 ° 10 Кч КЛ, Т~ Урь2 з ОГ2 ~ о1п ь "1е1 ~ье1~'~/е) ~9Р Напряжение изгиба в зубьях шестерни 29 у„= 0,44созь1 - 0,7япб1. Полученные коэффициенты у, и т„подставляют в формулы со своими знаками. Заклинивание зубьев не произойдет, если сила Г,1 направлена к основанию делительного конуса ведущей шестерни. Поэтому выбирают направление вращения шестерни (смотреть со стороны вершины делительного конуса) и направление наклона зубьев одинаковыми: например, при ведущей шестерне с левым наклоном зуба направление вращения должно быль против движения часовой стрелки. 9. Проверка зубьев колес по контактным напряжениям.

Расчетное контактное напряжение е'л 6,7 10 ~ '<(~ К Т ,уз ~ ан. и~ „д ол = оя)гя/аког ~ Ил. Значения коэффициентов Уря и Ура~, учитывающих форму зуба и концентрацию напряжений, принимают по табл. 2,10 в зависимости от коэффициента смещения и приведенного числа зубьев: г„г = С2/(соя ~„созе); г,~ = ~~Дсоз ~„созб~). 11. Преверочпый расчет па прочность зубьев прп действии пиковой нагрузки.

Целью расчета является предотвращение остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя или самих зубьев при действии пикового момента . Т . Действие пиковых нагрузок оценивают коэффициентом перегрузки Х =Т „~Т, где Т= Т~ = Т вЂ” максимальный из длительно действующих (номинальный) момент, по которому проводят расчеты на сопротивление усталости (см, рис. 2.2).

Проверка зубьев колес на контактную прочность при кратковременном действии пикового момента: оущщ = оя 'Жер ~ Ил;пах. Проверка зубьев колес на прочность по напряжениям изгиба при действии пикового момента: о'.йвах = оФпер < Ил»ах Допускаемые напряжения ~о)н и [о) р принимают по рекомендациям раздела 2.1.1 «Расчет цилиндрических зубчатых передач», п.

12. 2.2. РАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНЫХ ПЕРЕДАЧ И с х о д н ы е д а н н ы е: Т2 — вращающий момент на колесе, Н м; нр— частота вращения колеса, мин ', и — передаточное число; Х,ь — время работы передачи (ресурс), ч. 1. Материалы червяка и колеса Для червяка применяют те же марки сталей, что и для зубчатых колес (табл. 2.1). С целью получения высоких качественных показателей передачи применяют закалку до твердости >45НКС„шлифование и полирование витков червяка Наиболее технологичными являются эвольвентные червяки (Л), а перспективньыи — нелинейчатые: образованные конусом (ЕЦ или тором (27). Рабочие поверхности витков нелинейчатых червяков шлифуют с высокой точностью конусным или тороидным кругом.

Передачи с нелинейчатыми червяками характеризует повышенная нагрузочная способность. Термообработку — улучшение с твердостью <350 НВ применяют для передач малой мощности (до 1 кВт) и непродолжительной работы. Область применения таких передач с архимедовыми червяками (2И) сокращается. Д«я силовых лередач следует применять звольвентные и нелинейчатые червяки. Материалы зубчатых венцов червячных колес по мере убывания антизадирных и антифрикционных свойств и рекомендуемым для применения скоростям скольжения можно условно свести к трем группам (табл.

2.14): Группа 1 — оловянные бронзы; применяют при скорости скольжения ~,„> 5 м~с. Группа Н вЂ” безоловянные бронзы и латуни; применяют при скорости скольжения ч„„= 2 — 5 м/с, Группа Ш вЂ” мягкие серые чугуны; применяют при скорости скольжения Зс„< 2 М/С И В РУЧНЫХ ПРИВОДаХ. Так как выбор материала для колеса связан со скоростью скольжения, то предварительно определяют ожидаемое ее значение, м/с: ~„= 0,45 10 алга ~Тг.

2. Допускаемые напряжения. Допускаемъ|е контактные напряжения для групп материалов: 1 группа. Допускаемое напряжение ~а1р, (МПа) при числе циклов перемены напряжений, равном 107: ~ст~л, = (0,75...0,9)о,. Таблице 2Л4 1фидуецавие. способы отливзж ц — цеитробевный, к — в кокмлъ, и — в песок (при единичном производстве). КоэфФициент 0,9 — для червяков с твердыми (Н>45$НИ.С,) шлифованными и полированными витками: 0,75 — для червяков при твердости ~350 Нв; о, принимают по табл.

2.14. Коэффициент долговечности Хве = ЕБЕтутрвв, при условии Хит<1,15. Здесь Фщ= Хгл Фд — эквивалентное число циклов нагружения зубьев червячного колеса за весь срок службы передачи. Если Флл > 25 10~, то принимают Фщ; = 25 10~. Суммарное число циклов перемены напряжений Фк боуегьь (2.3) где Х,в — время работы передачи, ч. При задании режима нагружения циклограммой моментов (рис. 2.2) коэффициент Хлл эквивалентности вычисляют по формуле Т А„ где Ть пь Ем — вращающий момент на 1-той ступени нагружения, соответствующие ему частота вращения вала и продолжительность действия; Т 31 л — наибольший момент из длительно действующих (номинальный) и соответствующая ему частота вращения.

Значения коэффициента Хце эквивалентности для типовых режимов нагружения (рис. 2.3) приведены в табл. 2.15. Коэффициент С„учипавает интенсивность изнашивания материала колеса. Его принимают в зависимости от скорости ~, скольжения: 5 6 0,95 0,88 м, м~с .. 7 8 О,8З О,8О ф С 1 бб -о;з52 Допускаемые контактные напряжения ~4л = Хит С„1а1Н,. Таблица 2.15 й группа.

Допускаемые контактные напряжения Ил- Ило — 251'. Здесь ~4л„= 300 МПа для червяков с твердостью на поверхности витков ~~45НКСэ~ ~(у)ло 250 МПа для червяков при твердости ~350 НВ. 1П группа. Допускаемые контактные напряжения ~о'~я = 175 — 35ю,„ Допускаемые напряженна изгиба вычисляют для материала зубьев червячного колеса: 1о1 г = Хр~[о1~,. Коэффициент долговечности х =М~я'!л Здесь Фрд= Хрх Ф~ — эквивалентное число циклов нагружения зубьев червячного колеса за весь срок службы передачи.

Если Фр~< 10~, то принимают Л~~= 106. Если Л~рд > 25 107, то принимат Яра= 25 10 . Суммарное число Ф» циклов перемены напряжений — по (2.3). При задании режима нагружения циклограммой моментов (рис, 2.2) коэффициент Хр~ эквивалентности вычисляют по формуле Х т! лда Значение коэффициентов Хах эквивалентности для типовых режимов нагружения (рис. 2.3) приведены в табл. 2,15. Исходное допускаемое напряжение ~о~я, изгиба для материалов: З2 групп1и П ..

группы Н1... ~сг17с, = 0,25 сгт + 0,08 сгв,' ИГ,=0)22 Увв. Предельные допускаемые напряжения при проверке на максимальную статическую или единичную пиковую нагрузку для материалов: группы 1... группы 11 .. группы Ш .. 1сс)р„, = 0,8 с„' Янаев„= 0,8 сс ,' ~сс~ивв„= 0,75 о 1~1~ =4 ~„ 1ы]у, = 2 сс; 1с1~ = 1,65 с „; 3.

Межосевое расстояние (мм) аж ~ Хв К7ур т2 / И7уН где Х, = б10 для эвольвентных, архимедовых и конволклных червяков; .Ц = 530 для нелинейчатых червяков; Хлв — коэффициент концентрации нагрузки: при постоянном режиме нагружения Х77~ = 1; при переменном Х7ур = 0,5(Хель+ 1). начальный коэффициент х07гр концентрации нагрузки находят по графику (рис.

2.12), для этого определяют число витков червяка в зависимости от передаточного числа: и..... свыше 8 свыше 14 свыше 30 до 14 до 30 4 2 1 кй Ю 70 20 3 40 50 60 и Рис. 2,12 т = (1,4...1,7)а /~2,. Ч=2а /т- ~2 модуля передачи коз44ициента диаметра червяка В формулу для с7 подстан77ягот ближайшее к расчетному стандартное значение т: 2,57 3,15; 4; 5 6,3; 8; 10; 12,5 16 8; 10; 12,5; 16; 20 8; 10; 12,5; 14; 16; 20 В; 10; 12,5; 16 т, мм сг..... Полученное значение округляют до ближайшего стандартного.