О.А. Ряховский, А.В. Клыпин - Детали машин (1065792), страница 10
Текст из файла (страница 10)
Нитроцементация — насыщение поверхностных слоев углеродом и азотом с последукпцей закалкой — обеспечивает им высокую прочность, износостойкость и сопротивление заеданию. Нитроцементация идет с достаточно высокой скоростью и в связи с малыми толщиной упрочняемого слоя и его деформациями позволяет обойтись без последующего шлифования. У луч ш а е мы е стал и применяютдля зубчатых колес, преимущественно изготовляемых в условиях мелкосерийного и единичного производства при отсутствии жестких требований к габаритам. Чистовое нарезание зубьев улучшаемых колес производят после термической обработки заготовки, что исключает необходимость шлифования и позволяет обеспечить высокую точность. Применяют качественные углеродистые стали 40, 45 и легированные 35ХГС, 40Х и др. Стали в нормализованном состоянии для обоих сопряженных зубчатых колес применяют только во вспомогательных механизмах, например в механизмах с ручным приводом. Основные материалы — среднеуглеродистые стали 40, 45, 50.
Для повышения стойкости против заедания шестерни и колеса изготовляют из разных материалов. Стал ьн о е литье применяют для колес больших диаметров. Основные материалы — литейные среднеуглеродистые стали 35Л, 50Л и др. Литые колеса подвергают преимущественно нормализации. Ч у г у н ы используют для изготовления тихоходных, крупногабаритных и открытых передач. Кроме того, из чугуна изготовляют сменные колеса (поочередно работающие).
Применяют чугуны СЧ20...СЧ35, а также высокопрочные магниевые чугуны с шаровидным графитом. Пластмассовые зубчатые колеса зпаресметаллическими применяют в слабонагруженных передачах для обеспечения бесшумности, самосмазываемости или химической стойкости. Используют текстолит (рекомендуемые марки ПТ и ПТК) и древесно-слоистые пластики. Наиболее перспективнымн следует считать капролон, полиформальдегид и фенилон.
5.8. Расчетная нагрузка а) е) .".=' г ) Иа1« ь» н а»» нср г) 62 При работе передачи возникают дополнительные нагрузки из-за ошибок изготовления деталей, их деформаций, погрешностей при сборке и условий эксплуатации. Расчетная нагрузка определяется умножением номинальной нагрузки на коэфФициент нагрузки К > 1. Коэффициенты нагрузки при расчете контактных напряжений обозначают Кн, при расчете напряжений изгиба — Ку и определяют по зависимостям: КН КНАКНгКНрКНа' Кр КуАКгбКЕрКуа» (5'12) где Хнл, Куя — козффициенты, учитывающие внешнюю динамическую нагрузку.
Значения зтих козффициентов выбирают в зависимости от характера работы механизма (равномерно или с периодическим изменением нагрузки). Кнб, Куб — коэффиЦиенты конЦентРаЦии нагРУзки, Учитывающие неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий; Кн„, Кгр — коэффициенты, учитывающие внутреннюю динамическую нагрузку передачи; Кн, Кг — коэффициенты, учитывающие характер распределения нагрузки между зубьями. Концентрация нагрузки по длине контактных линий возникает из-за погрешностей расположения зубьев, упругих деФормаций зубьев, валов и их опор. Вследствие перечисленных факторов сопряженные профили зубьев без нагрузки контактируют не по всей длине (рис.
5.11, а). При нагружении зубья деформируются н контактируют по всей длине (рис. 5. 11, б). Однако нагрузка распределится по контактной линии неравномерно, так как перемещения сечений зуба неодинаковы (рис. 5.11, в). Аналогичная картина возникает при закрутке шестерни, когда она выполнена заодно с валом. КоэфФициент концентрации нагрузки определяется отношением ю,„ /в,р. Он зависит от угла перекоса и от ширины колеса Ь (или отношения «у,„~ = Ь/И1), а также от расположения колес относительно опор (рис.
5.11„д, е, ж). Приближенно козффициент концентрации при симметричном расположении шестерни относительно опор принимают 1»05 (см. рис. 5.11, д), при расположении вблизи опоры — 1,1 (см. рис. 5.11, е), при консольном расположении — 1,2...1,4 (рис. 5.11, ж). В целях уменьшения концентрации нагрузки повышают точность из- Рис. 5.11. Конпентрзпия нагрузки в зависимости от расположения колес относительно опор: а — контакт зубьев без нагрузки; б — контакт под нагрузкой; е — распределение нагрузки па контактной линии; г — «бсчкообрязные» зубья; д — симметричное расположение колес; е — несимметричное; ж — консольное готовления колес, жесткость валов и опор (используют конические роликовые подшипники вместо шариковых), выполняют продольную модификацию зубьев («бочкообразные» зубья, рис.
5.11, г). При проектировочном расчете передачи коэФФициенты концентрации нагрузки Кнб и К„б определяют по графикам (рис. 5.12) в зависимости от относительной ширины колеса у ~, твердости материала и расположения колес относительно опор (варианты 1... 7, рис.
5. 12, б). С увеличением относительной ширины колес («узз) коэффициенты концентрации растут. Особенно зто заметно для колес из материалов с высокой твердостью поверхности из-за их плохой прирабатываемости. о о о со о о С о о о о С со о о со о С- аО о сч м м СО о о м о СЯ о о о а) о ~г а к о ~М и ч Иг Ссг Рг ь Рг о со ФС л н о СФ л а н а, ч )'" о% в) св С~ Сг.' сг с О1 в Ы ха л л м о ы м о х ! О л 1С Ф ы СС х сг 2 л сг м Ю .О хю СС е о вл о. О с 1 х 5 делить динамическую силу на несколько зубьев и уменьшить ее влияние. Это достигается применением специальных зацеплений с исходным контуром а < 20' и увеличенной высотой зубьев. Распределение нагрузки между парами зубьев зависит от суммарной погрешности шагов зубьев шестерни и колеса, суммарной податливости пары зацепляющихся зубьев и их склонности к приработке.
Для прямозубых передач Кн = Ку = 1, для косозубых и шевронных передач Кн = Кг = 1 + 0,06 (и — б), где и, — число, соответствующее степени точности (п = 6...9). 5.9. Расчет зубьев цилиндрических передач на контактную прочность Расчет на контактную прочность включает расчеты на сопротивление усталости и на предотвращение разрушения рабочих поверхностей зубьев при максимальной однократной нагрузке.
Расчет на сопротивление усталости. Разрушение от переменных контактных напряжений начинается вблизи полюса. Поэтому расчетные напряжения определяют на линии контакта, проходящей через полюс П (рис. 6.14, а). се нм И 11 1 Ю Е 2 Лг С..С ~- — — — -)И г Рис. б.14. Схема к расчету зубчатой передачи на контактную прочность: радиусы кривизны для внегпнего (а) и внутреннего (б) зацеплений, поле зацепления прямоаубой (в) и косоаубой (г) передач Цель расчета — определение размеров передачи при выбранном материале и заданной твердости поверхности зубьев колес, при которых ие будет прогрессивного выкрашивания.
Условие контактной прочности записывают в виде пн ««(п)я, где [[и — расчетное напряжение, зависящее от геометрических паРаметРов пеРеДачи и нагРУзки; 1[г)н — ДопУскаемое напряжение, зависящее от материала, термообработки колес и характера нагрузки. Контакт двух зубьев можно рассматривать как контакт двух цилиндров с радиусами кривизны рг = Ф[П и р = И П в полюсе зацепления П. В качестве исходной принимают формулу Герца для наибольших контактных напряжений он на площадке контакта двух стальных цилиндров при их сжатии [гн= 0,418 ( —" Гы„е (5.14) Р где ю„= Р/1, — распределенная нагрузка," Р— нормальная к контактирующим поверхностям сила сжатия; (, — суммарная длина контактных линий; Š— модуль упругости; р — приведенный радиус кривизны.
Для получения расчетной зависимости в удобной форме заменим величины, входящие в формулу Герца через параметры зацепления. Для прямозубой передачи нормальная результирующая сила определяется через окружную силу Е[ Р = Р„= КнЕ[/соз а. Суммарная длина контактных линий КгКг (рис. 5.14, в) в прямозубой передаче переменна. В зоне однопарного зацепления он» ранна Ь, в зоне двухпарного зацепления — 2Ь. Для расчетов принимают ~в Ь г' 1 где Я, 0,9 — коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий.
Для стальных колес модуль упругости Е = 2,1 ° 10э МПа, тогда коэффициент, учитывающий механические свойства материала колес, Ях = 191,6 МПаэ э. Приведенный радиус кривизны Р[Рэ Р=— Р[ + Р2 знак минус для внутреннего зацепления (рис. 5.14, 6). Радиусы кривизны эвольвент ИФ[ и ПФэ в полюсе зацепления определим из треугольников ОгП/Уг и Озфз (ем. рис. 5.14, а) рг = [(~,Фаа[ /2 = [([соз а Ьаа[„/2; Рэ = [(зсоз <х ьбп[~/2~ 1/Р = 2([[з + [(г)/([(гг(эсоз а (ба[и,).
Принимая во внимание, что [(э = [([и, получим 1 2(и + 1) Р И[исоэа Фпа[ ' Подставим полученные величины з формулу Герца пн = ЯеЯ« гдедополнительно обозначим 2 г„= соэ«а Щ а Ян — коэффициент„учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев. Для передач, изготовленных без смещения режущего инструмента, а[ = а = 20', Яя = 2.5. С учетом выполненных преобразований формула проверочного расчета контактных напряжений для прямозубых передач имеет вид Кнр[(и А 1) пн = ЕкЕЯн ",~ Ь ~ Ын. д[Ьи (5.15) Выразим окружную силу Р[ на делительной окружности через вращающий момент на шестерне Р[ = 2Тг 10э/[(г и заменим ЯэЯ,Яя = К,.
=к,А.[« ~ " ' * «[ [ . [«.1«) Для передач без смещения режущего инструмента К, = ЯхЯ,Ян = 190 0,9'2,5 = 431. На рис. 5.14, в. г показаны плоскости зацеплении (сечения вдоль линии зацепления) прямозубой и косозубой передач. В косозубой передаче линии контакта зубьев (КэКз) наклонены к оси вращения на угол ~3э (см. рис. 5.6). В отличие от прямозубых передач, в косоэубых и шеврон- ных передачах зубья входят в зацепление постепенно. Кон- тактная линия (см. рис. 5.14, г) перемещается у ведомого ко- леса от вершины зуба к основанию (у ведущего — в обратном направлении). Изгибная жесткость зубьев при контакте вершиной зуба меньше, чем серединой.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
