Иванов М.Н. - Детали машин (1065703), страница 31
Текст из файла (страница 31)
Назначение непрямого зуба в конических передачах то же, что и косого зуба у цилиндрических передач, Силы в зацеплении. Определяют по формулам*: окружная сила Ийр:ИгигзаиК-бт.пагод.ги зозбт®и1.Ьу 1сд:464840172 проектном расчете, где для передач с круговыми зубьями рекомендуют: Твердость Н, и Н,< Н,>45 НКС Н, и Н,> <350 НВ Н,<350 НВ >45 НКС 9н 1,22+0,21и 1,13+0,13и 0,81+0,15и 9р 0,94+0,08и 0,85+0,04и 0,65+0,11и Напомним, что для нрямозубых передач Э„= Э~ = 0,85. Сравнивая, отмечаем, что нагрузочная способность передач с круговыми зубьями в среднем в 1,4...1,5 раза больше, Модуль и число зубьев. В общем случае рекомендуют 2„„, > 2„;„= 17 — условие отсутствия подрезания; т„> Ь/1О.
Последнее условие предусматривает уменьшение размеров или модуля зуба с увеличением о и Кь„что может привести а) к,' и 20 1Х 1О 10 40 ба ВО 100 120 100 200 ае!,мм Рис. 8.36 40 бо 00 100 121 160 200 а„,мм г!=1,6г'! при Н, и Н,<350 НВ, г!=1,3г', при Н,>45 НКС и Н~< <350 НВ, при Н! и Н~>45 НКС. По 2, определяют т, =д,/2, и т„=т, сокр„. Значение т„для круговых зубьев округляют до стандартного.
Для прямозубых передач стандартным назначают т„,. Смещение х. В конических передачах'с и>1 для повышения сопротивления заеданию рекомендуют [111 выполнять шестер- ню с положительным смещением (х,>1), а колесо с равным по абсолютному значению отрицательным смещением (х~= — х,). Значения х, для прямозубых и х„, для передач с круговыми зубьями определяют по таблицам ГОСТ 19624 — 74 и 19326 — 73 или по формуле ЭНИМС: х,=х„, =2(1 — !!и'1 'сов~~цг,. (8.50) 158 к поломке при перекосе зубьев. Учитывая особое значение выбора т и 2. для конических передач разработаны специальные рекомендации (рис.
8.36, а— для прямозубых, рис. 8.36, б — с круговым зубом). По значению 2', определяют: Ьйр:ИгигзаиК-бт.пагод.ги зозбт®и1.Ьу ~сд:464840172 ~ 8.10. Передаточное отношение одноступенчатых н многоступенчатых зубчатых передач ные габариты одноступенчатого и двухступенчатого редукторов с (=10). Практикой выработаны следующие рекомендации: одноступенчатые цилиндрические ~' до 8„' одноступенчатые ко- ничсские ~' до 4 (в коничсско-цилиндрических редукторах ~' конической Рис 8.37 < ~' цилиндрической), цилиндрические двухступенчатые 1 до 45 (максимум до бО); трсхс1 упенчатые 1 до 200 (максимум до 300); многоступенчатые е'=и,ил...
Масса и габариты редуктора в значипгельной с~пепени зааисят от того, как распределено иередаточное отношение по ступеням передачи. Лучшие показатели имеют редукторы, у которых диаметры колес (а не шестерен) всех ступеней близки между собой. При этом также выполняются и условия смазки погружением колес в общую масляную ванну. Для уменьшения потерь на перемешивание и разбрызгивание масла быстроходные колеса желательно погружать в масло на меньшую глубину, чем тихоходные (рис. 8.37). Обычно рекомендуют погружать быстроходные колеса не более чем на двойную высоту зуба, а тихоходные — не более одной трети радиуса.
Так как быстроходная ступень нагружена меньше, чем тихоходная, то для получения близких диаметров колес передаточное отношение первой (быстроходной) ступени рекомендуют брать больше, чем второй, при одновременном увеличении коэффициента ширины колес ф,„от быстроходной к тихоходной ступени. Ориентировочные рекомендации по Ю распределению переда- Ф точных отношений приве- (Ф дены на рис. 8.38. График „У 4~ построен по условию ми- ~~ ~' ~Ф~ ке нимальной массы зубча- „х Ф Ъ ~ с1п тых колес при одинако- Ф" 4» ~ф ф вых или близких допуска- Ь емых напряжениях во всех ступенях передачи 8 Ю (дополнительные сведения см.
[10 )). ю м жюю мм Рис. 1( 3В 159 По массе и габаритам передачи невыгодно выполнять большие передаточные отношения в одной ступени (рис, 8.37, где изображены сравнитель- Ьйр:дКигзатК-бт.пагод.ги зозбт®и1.Ьу ~сд:464840172 В первом приближении передаточные отношения выбирают в пределах заштрихованных зон. Окончательное решение принимают после оценки результатов расчета и вычерчивания конструктивной схемы редуктора.
~ 8.11. Коэффициент полезного действии, охлаждение и смазка КПД зубчатой передачи Ч Р2/~ 1 1 Рг/~ 1~ где Р, и Р2 — мощности на входе и выходе; Є— мощность, потерянная в передаче. В свою очередь, Р,=Р,+Р„+Р,. Здесь ЄЄ, Р,— соответственно мощности, потерянные на трение в зацеплении, трение в подшипниках, разбрызгивание и перемешивание масла (так называемые гидравлические потери). Обозначив 111,=Р,/Р,— коэффициент потерь в зацеплении, 111„= Р„/Р1 — коэффициент потерь в подшипниках, ф, = Р,/Р, — коэффициент гидравлических потерь, можно записать т1=1 — (ф,+ф„+ф„) или т~=пдд,. (8,51)~ Потери в зацеплении составляют обычно главную часть потерь передачи.
Значение ф, для некорригированных зацеплений можно приближенно оценить по формуле Фз = 2 3 Х(1/21 + 1/~г)> (8.52) где /Ъ0,06...0,1 †коэффицие трения в зацеплении; знак «+» — для наружного, а « — » — для внутреннего зацепления. Средние ориентировочные значения ф, = 0,015...0,03. Сумма ф„+ ф„ж 0,015...0,03. Раздельное измерение потерь связано с большими трудностями.
Поэтому на практике обычно определяют суммарные потери в передаче. Для приближенных расчетов можно использовать следующие ориентировочные значения КПД одной ступени зубчатого редуктора на подшипниках качения при номинальной нагрузке: ' При записи второй формулы (8.51) учтено, что мощность последовательно уменьшается до Р,и„затем Р,т~д„и Р,1зд„1з,=Р2=Р,П, Ийр:ПКигзаиК-бт.пагод.ги зозбт®и1.Ьу 1сд:464840172 В многоступенчатых передачах (8.53) Например, для передачи по рис. 8.43 пж0,97 0,97=0,94; для передачи по рис. 8.44 Чъ0,96 0,97=0,93.
Приведенные ниже значения справедливы при работе передачи в зоне расчетной нагрузки. При уменьшении полезной нагрузки КПД снижается и становится равным нулю при холостом ходе. Это связано с возрастанием относительного значения так называемых постоянных потерь, не зависящих от полезной нагрузки. К ним относятся гидравлические потери, потери в уплотнениях подшипниковых узлов и т. п. Работа, потерянная в редукторе, превращается в теплоту и при неблагоприятных условиях охлаждения и смазки может вызвать перегрев редуктора. Вопросы теплового расчета, охлаждения и, смазки являются общими для зубчатых и червячных передач.
Поэтому они излагаются совместно в ~ 9.9. $8.12. Материалы и термообработка Практикой эксплуатации и специальными исследованиями установлено, что нагрузка, допускаемая по контактной прочности зубьев, определяется в основном твердостью материала. Высокую твердость в сочетании с другими характеристиками, а следовательно, малые габариты и массу передачи можно получить при изготовлении зубчатых колес из сталей, подвергнутых термообработке. Сталь в настоящее время — основной материал для изготовления зубчатых колес и в особенности для зубчатых колес высоконагруженных передач.
Стали, рекомендуемые для зубчатых колес, виды их термообработки и механические характеристики приведены в табл. 8,8, В зависимости от твердости (или термообработки) стальные зубчатые. колеса разделяют на две основные группы: твердостью Н<350 Н — зубчатые колеса, нормализованные или улучшенные; твердостью Н>350 Н — с объемной закалкой, закалкой ТВЧ, цементацией, азотированием и др.
Эти группы различны по технологии, нагрузочной способности и способности к приработке. Твердость материала Н( 350 НВ позволяет производить чистовое нарезание зубьев после термообработки. При этом можно получать высокую точность без применения дорогих отделочных операций (шлифовки, притирки и т, п.). Колеса этой группы хорошо прирабатываются и не подвержены хрупкому разрушению при динамических нагрузках.
Для лучшей приработки зубьев твердость шестерни рекомендуют назначать больше твердости колеса не менее чем на 10...15 единиц: 161 6-24 5 Щ ~ ф й ~ й ~ъ Ж~ < й 43 Д И О.1 Ж~ Ю й ж Ю И Лл А л Ф' >Ъ 1О о о й а $" ~~а ф.й еф Г йь ь" ь' 8 '® оч Щ й ~! ж ЩИ ° 4 й$ о Ф Ю М Ю о 1 о 63 ГО ФФФ ахи а М с~мо риЯ Мав Я ф лир:дКигзатК-бт.пагод.ги б о ы3 о Я Д ~~~се ~ ~ 3 ф1 юж~ ~~„~ ~ Я Ы й~Ц~ оо~ йе ы ч ы ~ч 'Й 3 Ы й зозИтф1и1.Ьу ~сд:464840172 оо л о ч оо ою о" :о Й О С~ (:) ЗФч~ у а а а ООО И й $0» ЯОМС~ опоя 8 Воок фО Оо о ~4 о о 'сч:сч:ф ~ Мф: й сч .Я - .3 .Я - ..оЯ .Яо .$, П~юЙС~]ес ~ч~'Й~~МС'Г~ аП~"ч~~ М"а о !!!!А 1 111 ~~ь~ь~о ЖЖ ~ ЗЖЖЖ~ осч о~оооо Яф о8 оо оо8оьо 88 Ьйр:дКигзаиК-бт.пагод.ги зозбт®ийЬу ~сд:4648401 72 8 о о Ф й о о о й й й о о й й о с~ Ьоди аР0 00о :о:о 4эфечс> о "00 .00 ~2~8с4 М Ф 63 М ооо о 0Ъ Сб С~1 Л о о уоро ~оьсчф о Нсч "00 .00 ~ -" -Ф о о о О О О 4)о оо юосч Ич~:ч~ ~~о 00 ' 00 00 о „Я „о.8 1 С~~В| ~1 00"СЧ оооо хххх й р о 0» а й ж ф 0" >Ъ .
3 ф 0 61 ~ 00 Ю й М 3 с0 61 й~ о х оо8о м ч~ ю ч~ М о !!!! о о М М хох х Ф Жм Х хч~ л4ДД4 ~о~о МР~ММ хххх о М х ~о ~о м хх оо $' ф Ф Ф х хщ х о Л~ ам !!!! а ч1 е ч1 !!!! й ~хРх х й о х Х х й Х Х ч~ О СЧ ч~ 00 сч сч м -8 8 88 8 88 „З-:4~8-~ 8Я о8 оооо о !! ! !! ! !! !!! !!!д 8 ос~ о 8о с~с~00 ос~ 8 Ф~ООФ и'~~х ~ ~! о аб" ь ~010Ю зф $8оц а ~'~~8' Ьн~р Д а~йч0 "!'2 Ф,Ч0 ~З Юцр й В цбОц або~ Ю~ „0Ф,.
З~~о "$.й е!М ~х63 Фар фй"й 4Э Яр!й В' й Яы~~ е0 0 О. )~0 -Я Ц Ор Р' ~ р~э и фй~р од ИЧОИФ 0ойа 020~ е 28" Ьйр:ПКигзаиК-бт.пагод.ги зозбт®и1.Ьу ~сд:464840172 Н, ~ Н2+(10...15) НВ. (8,54) Технологические преимущества материала при Н < 350 НВ обеспечили ему широкое распространение в условиях индивидуального и мелкосерийного производства, в мало- и средненагруженных передачах, а также в передачах с большими колесами. термическая обработка которых затруднена. При Н>350 НВ (вторая группа материалов) твердость выражается обычно в единицах Роквелла — НКС (1НЙС-10 НВ, точнее см.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
