Иванов М.Н. - Детали машин (1065703), страница 34
Текст из файла (страница 34)
выше). При Н(35ОНВ, атакже для зубчатых колес со шлифованной переходной поверхностью зубьев т = 6 и Уе- (Ц 7Я )1, но <4. (8.68) При Н>350НВ и нешлифованной поверхностью т=9 и у„= /Я 787 р1, но <2,б (8.69) Рекомендуют принимать Ф~ =4.106 для всех сталей. При постоянном режиме нагрузки эквивалентное число циклов Укк находят по формуле (8.60). При переменном режиме нагрузки, по аналогии с формулой (8.63), Жги — — 60с~1 (Т;/Т,„) лА. (8.70) Здесь учтено, что напряжения изгиба пропорциональны нагрузке.
При использовании типовых режимов нагружения (рис. 8.42) Угк= йк ~ь, (8.71) где Иг — по табл. 8.10; Ф» — по формуле (8.65). Допускаемые напряжения для проверки прочности зубьев при перегрузках. Кратковременные перегрузки (см., например, момент Т„„на рис, 8.41), не учтенные при расчете на усталость, могут привести к потере статической прочности зубьев. Поэтому после определения размеров передачи по сопротивлению усталости необходимо проверить статическую прочность при перегрузках.
Максимальные контактные напряжения гу„„при перегрузке моментом Т„,„можно выразить через известное напряжение ои (см. формулу (8.10)1: ае,— — ае /Т 7Те.,4~ае1 (872)е где о„и Т,„— соответственно расчетные напряжения и момент по контактной усталости зубьев; ~о„~,„— предельное допускаемое напряжение.
Если значение Т„„не задано (например, цикл ограм мой на рис. 8.41), его определяют по формуле Т„„=КТ,„, где К— коэффициент внешней динамической нагрузки по табл. 0.1. ~о„~,=2,8о, при нормализации, улучшении или объемной закалке зубьев (о,— предел текучести материала); ~с8,Д,„=40 НКС при цементации, закалке т,в.ч.
и азотировании зубьев (см. также табл. 8.9). Аналогично, максимальные напряжения изгиба а~,„— — с~(Т, „~ Т „) ~ ~ог ~ „, (8.73)*е б Контактные напряжения пропорциональны квадратным корням из нагрузки. аа Напряжения изгиба пропорциональны нагрузке. 174 Ьйр:дКигзатК-бт.пагод.ги зозбт®и1.Ьу ~сд:464840172 где о~, Т,„— напряжение и момент при расчете на усталость; ~а„~,„— предельное допускаемое напряжение. 1а„] т0,8о при Н<350 НВ; [о 1 жО,бп, при Н>350 НВ (а, — предел прочности материал) (см. такие табл. 8.9). 9 8.14. Оптимизация конструкции зубчатых передач При изложении содержания настоящей главы мы отмечали влияние различных параметров на габариты (массу), нагрузочную способность и долговечность передачи.
В этом параграфе эти сведения обобщаются с позиций оптимизации конструкции. Для зубчатых передач управляемыми параметрами являются: 1) тип передачи — цилиндрическая, коническая, прямозубая, косозубая, с круговым зубом; 2) распределение передаточного отношения по ступеням в многоступенчатой передаче; 3) материал и термообработка; 4) коэффициент ширины колеса ф„, или ф„; 5) угол наклона зуба р; 6) коэффициенты смещения (коррекции) х, и х2; 7) модуль т и число зубьев ~. В качестве обобщенного критерия оптимизации можно принять цену изделия при сохранении его надежности и долговечности. В применении к зубчатым передачам используем сведения по стоимости зубчатых редукторов общего применения [401. На основании статистической обработки цен на такие редукторы получена следующая приближенная зависимость*: Ц Х 0,825 /уо,з/нам+1) Ц / где Ц вЂ” цена редуктора, руб.; Մ— коэффициент, учитывающий тип редуктора и вид термообработки (см, табл.
8.11); т — масса редуктора, кг; Ж вЂ” серийность, шт/год. Таблица 8.11 * Формула д-ра техн. наук, проф Г. А. Снесарева. 175 Ийр:ИшгзаиК-бт.пагод.ги зозбгп®и1.Ьу 1сд:464840172 Продолжение ~пибл. 8.11 Примечание. Высокую твердость моино получить и другими видами термообработки, например аэотированием или нитропементапией (см. табл. 8.9). При этом достигается примерно тот же эффект Анализ формулы и табл. 8.11 позволяет отметить следующее, Цена редуктора зависит в основном от его массы. Влияние коэффициента К, проявляется преимущественно через тип редуктора. С увеличением серийности Ж цена уменьшается по пологой кривой параболического типа и приближается к некоторому постоянному значению: Ж 100 1000 10 000 100 000 Ф ~'~л" "+ " 1,585 1,б79 1,739 1,778 Имея в виду зти сведения, возвратимся к управляемым параметрам.
Дешевле других цилиндрические передачи (табл. 8,11), Конические передачи дорогие. Их следует применять только при пересекающихся осях валов (см, объяснение на с. 150). Червячные передачи из-за сравнительно низкого КПД целесообразно применять только при больших передаточных отношениях и перекрещивающихся осях валов. Выгодны не прямозубые, а косозубые колеса, так как они позволяют уменьшить габариты и массу 1см. формулы (8.28), (8.29) и объяснения к ним~.
Правильное распределение передаточного отношения по ступеням редуктора также снижает габариты и массу (см, рис, 8.37 и объяснения к нему). Уменьшать габариты и массу можно и за счет термообработки до высокой твердости. Этот параметр многофакторный и требует дополнительных пояснений, Снижение габаритов легко просматривается по формуле (8.13), где межосевое расстояние а зависит от [о'„), а последнее существенно возрастает с повышением твердости (см.
табл. 8.9). Но одновременно а зависит от ф„„-который уменьшается с повышением твердости (см. табл. 8.4). Кроме того, с повышением твердости возрастает К„(см. табл. 8.11). И все же габариты (масса) и цена понижаются с повышением твердости.
В крупносерийном производстве выгодно применять колеса с высокой твердостью зубьев. 176 ЬйР:ПКигзаиК-бт.пагод.ги зозбт®и1.ЬУ 1сд:464840172 При высокой твердости зубьев встречаются случаи, когда главным критерием работоспособности становится прочность не по контактным, а изгибным напряжениям, тогда изгибную прочность можно повысить за счет положительного смещения х и увеличения модуля т при одновременном уменьшении числа зубьев ~ (см. формулу (8.19) и рис.
8.20~. Масса редуктора. Как ее определить? К сожалению, мы не имеем хотя бы приближенной зависимости для определения массы редукторов на стадии проектного расчета. В работе (40] масса редуктора определяется как сумма масс корпуса, зубчатых колес, валов и подшипников. При оптимизации конструкции рассматривают несколько вариантов сочетания значений управляемых параметров и для каждого из них определяют цену. Затем строят графики зависимости цены от материала и твердости зубьев, от значения коэффициента ширины колес ф„, от распределения передаточного отношения по ступеням редуктора.
По графикам, ориентируясь на цену, выбирают оптимальный вариант. Выполнение этого трудоемкого процесса стало практически возможным с помощью ЭВМ. Программы расчета даны в (40~. Вопросы для самоподготовки 1. Типы механических передач, их назначение и характеристики? 2. Основные геометрические параметры зубчатых передач. Как они между собой связаны? 3. Скольжение в зацеплении. Как оно распределяется по профилю зуба? 4. Коэффициент торцового перекрытия в,. Как с ним связано распределение нагрузки цо профилю зуба? 5.
Понятие о степенях точности зубчатых передач и их влияние на качественные характеристики передач. б. Контактные напряжения. Какие виды разрушений связаны с этими напряжениями? 7. Критерии работоспособности и виды разрушения зубьев зубчатых передач. С какими напряжениями они связаны? 8. Понятие о коэффициентах нагрузки зубчатых передач.
Основные факторы, влияющие на коэффициент концентрации нагрузки К и коэффициент динамической нагрузки К„. 9. Силы в зацеплении цилиндрической прямозубой передачи. 10. Расчет прочности зубьев цилиндрической прямозубой передачи по контактным напряжениям (вывод формулы для о„). 11. Как влияют модуль и число зубьев на контактные напряжения? 12. Как влияет ширина колеса на контактные напряжения и почему ее ограничивают? 13.
Как влияет корригирование зубьев на контактные напряжения? 14. Расчет прямозубой цилиндрической передачи по напряжениям изгиба (вывод формулы для ог). 15. Коэффициент формы зуба 1'ю. От каких параметров и как зависит его значение? 16. Особенности расчета косозубых (шевронных) передач. Чем объясняется повышение нагрузочной способности этих передач по сравнению с прямозубыми? Причины плавности и бесшумности работы.
Приведение косозубого колеса к эквивалентному прямозубому (эквивалентные параметры И„и г„). 17. Силы в зацеплении косозубой цилиндрической (шевронной) передаче. 177 Ьйр:ПКигзаиК-бт.пагод.ги зозбт®и1.Ьу 1сд:464840172 18. Особенности расчета косозубых передач по напряжениям изгиба.
Как учитывается многопарность зацепления и наклона линии контакта к основанию зуба? 19. Конические зубчатые передачи, их оценка по сравнению с цилиндрическими. Области применения. Основные геометрические параметры конической передачи. 20. Силы в зацеплении прямозубой конической передачи. 21.
Приведение конического зубчатого колеса к эквивалентному цилинд- рическому (эквивалентные параметры а~„и г„). 22. Чем отличаются расчетные формулы для он и а„в конических передачах по сравнению с цилиндрическими и почему? 23. Какие формы непрямых зубьев применяют в конических передачах и как оценивают их преимущества в расчетных зависимостях для он и о„? 24.
По каким критериям распределяют передаточное отношение по ступеням многоступенчатой передачи'> 2б Какие потери определяют КПД зубчатой передачи и каково его приближенное значение? 26. Какие материалы и виды термической обработки применяют для повышения' прочности и долговечности зубчатых передач? 27.
Ог каких характеристик материала преимущественно зависят сопротивление контактной усталости и допускаемые контактные напряжения? 23. Как учитывают переменность режима нагрузки при определении 'допуска- емых напряжений? 29. Как записывают условие суммирования повреждений и как его объясняют? ЗО.Что такое типовые режимы нагружения? 31.По каким параметрам оптимизируют конструкцию зубчатых передач? Что принимают за обобщенный критерий оптимизации? ПРимеры расчета. Пример 8.1. Рассчитать редуктщ>. установленный в приводе конвейера (рис. 8.43): Р, =4,5 кВт, л, =960 мин ', передаточное отношение 1=20; редуктор должен работать 8 ч в сутки, 300 дней в году в течение Ь вЂ” -1 ля 10 лет; режим нагружения П вЂ” рис.
8,42; кратковременная перегрузка не превышает Ф х Прямозубая двух номинальных моментов. Редуктор изготовлен в отдельном закрытом корпусе; Каеазу ая смазка †погружени колес в масляную ванну. рь и Решение. 1. Желая получить сравниаз тельно небольшие габариты и невысокую стоимость редуктора, выбираем для из; Рис.
8.43 готовления колес и шестерен сравнительно недорогую легированную сталь 40Х (поковка). По табл. 8.8 назначаем для колес термообработку: улучшение 230...260 НВ, о, = 850 МПа, о, = 550 МПа, для шестерни второй ступени— улучшение 260...280 НВ, ст,=950 МПа, с,=700 МПа; зубьям шестерни первой ступени — азотирование поверхности 50...59 НКС при твердости сердцевины 26...30 НКС, о,=1000 МПа, о,=800 МПа. При этом обеспечивается приработка зубьев обеих ступеней [см. формулу (8.54)].
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
