О.А. Ряховский, А.В. Клыпин - Детали машин (1065792), страница 13
Текст из файла (страница 13)
(5.34) При расчете на прочность конические колеса заменяют равнопрочными им цилиндрическими колесами. Диаметр зквивалентпого зубчатого колеса равен (см. рис. 5.22) бе = 2О1Е = бе/соз Ь. (5.35) Эквивалентное число зубьев из зависимости тг = тг/соз Ь равно г„= г/соз Ь. 83 где Кь, = Ь/В, — коэфФициент ширины зубчатого венца. Значение Кы < 0,35 (обычно 0,285). Средний делительный диаметр и модуль находят из соотношения б /с(е = (В, — 0,5Ь)/В, для подобных треугольников1 Для передач с круговыми зубьями по аналогии с цилиндрическими косозубыми передачами З г,= з сов б соа Конические колеса с прямыми зубьями выполняют с теми же параметрами, что и цилиндрические (см.
рис. 5.3) а = 20', Ь" = 1, С* = 0,2, р~ = 0,2 (угол профиля, коэффициентывысоты головки и ножки зуба, радиального зазора и радиуса скругления). Для колес с круговыми зубьями параметры принимают: и„= 20', Ь" = 1, С* = 0,25, ру = 0,25. Расчетное сечение принимают по середине длины зуба колеса, где определяют и угол наклона зуба ~) (см. рис. 5.21, 6).
Нарезание зубьев прямозубых колес осуществляют двумя резцами, движущимися возвратно-поступательно в зоне зуба и представляющими профиль впадины исходного контура. Каждый резец обрабатывает одну сторону зуба и движется в противофазе с другим резцом. Нарезание круговых зубьев осуществляют резцовой головкой 1 с диаметром планшайбы до (см. рис. 5.21, 6). На план- шайбе резцы установлены неподвижно. Резание осуществляется вращением головки вокруг своей оси О. При нарезании происходит обкатка заготовки с воображаемым плоским колесом (производящим колесом), форму которого воспроизводит режущий инструмент. Радиус плоского колеса равен В, с числом зубьев — (22 + 22 (5.36) впадин совпадают.
Эту форму применяют для прямых и круговых зубьев с т < 2,5 мм. Угол наклона зубьев назначают на серединедлины зуба(см. рис. 5.21, 6). Увеличениеугланаклона круговых зубьев Д повышает плавность работы, но увеличивает осевую нагрузку на опоры валов. Преимущественно применяют Р = 35'. Пониясающие конические передачи можно выполнять с передаточным отношением и = 1...10. Обычно и < 6. Повышающие передачи имеют и не более 3. Большие передаточные отношения усложняют конструирование шестерни и ее опор. Число зубьев шестерни следует выбирать больше з,„по графикам рис. 5.24.
Число зубьев колеса 22 = 21и. Для достижения равнопрочности по изгибу увеличивают расчетную толщину зуба шестерни, а у колеса на такую же величину толщину зуба уменьшают. Для шестерни принимают положительное сме- щение =м1 — 1/ )./ ч / 2Т1 . 102 2Т1 . 102 д„(1 — 0,5Км) (5. 37) а для колеса — отрицательное х2 = — х1. При определении сил, действующих в зацепл е н и и, результирующую силу Р„, нормальную к поверхности зуба, раскладывают на составляющие: окружную Р„радиальную Р„„осевую Р . При известном вращающем моменте Т1 определяют окружную силу на среднем делительном диаметре шестерни, затем другие составляющие (рис. 5.25, сечение о о): а) 30 30 20 20 10 10 Рис. 0.23. Осевая форма зубьев комического колеса Число зубьев плоского колеса вс может быть дробным.
Специфика зубонарезания требует выполнения условия г, ) 20. Это необходимо учитывать при выборе чисел зубьев колес. Режущие зубья инструмента не могут менять высоту при движении от торца к вершине конуса, зубья могут двигаться параллельно какой-либо образующей конуса зубчатого колеса. При этом получится разная осевая форма зуба конического колеса. Например, на рис. 5,23 представлены пропорционально понижающиеся зубья, в этом случае вершины конусов делительного и 0 50 100 150 200 250 д,емм 0 50 100 150 200 250 д,в ми Рмс.
5.24. Графики лля спределеиия чисел зубьев шестерки: а — с круговым зубом; б — прямовубой Г„, = Г„'соз 6г = Гн1аасоз 6,, Г,1 = Г;зш 61 = Г,1(аав(п 61, Гп = Гп/соз а. < [а)н, (5.38) он =3. 104 д,~= 1650 КнТз [о)нйнп (5.39) 27К Т У .10з Ье(,~т„Эг ауз = оуг — < [о1уз, Уг (5.40) Для шестерни прямозубой передачи Для шестерни с круговыми зубьями радиальную и осевую силы определяют по зависимостям: Гм = Гп(1яаясоз 61+ з[п ~3 з1п 6з)/соз ~3, Гз = Г,з(18аез1п бг + з1п ~3исоз бз)/соз [3 . Верхние знаки принимают при совпадении направления винтовой линии зуба шестерни и ее вращения при взгляде со стороны вершины конуса.
Направление линии зуба шестерни выбирают таким, при котором сила Г г направлена к основанию конуса. Для колесаГм — Губ Ггз Гаг*' Газ Гтг. Расчет па п р очность конических зубчатых передач строят как расчет цилиндрической зубчатой передачи с эквивалентными зубчатыми колесами дм, д,з в среднем сечении ОгОз длины зуба (рис. 5.25). В Формуле (5.15) для контактных напряжений цилиндрических передач заменяют Г, через выражение (5.37), Ь = Кз,й, = 0,5К, й~/з(п бг, значение д~ заменяют через Рис. 5.25.
Силы, действующие в зацеплении пряиозубой конической зубчатой передачи Н„= е(,д ° (1 — 0,5К,)/соз 6~; и = и„аез/з,г — — (соз бз/соз 6з), а также принимают (1 — 0,5Кы)з = 1,04 (1 — Кы). Вводят в знаменатель коэффициент Эн = 0,85, найденный экспериментально для учета понижения нагрузочной способности прямозубых конических передач по сравнению с цилиндрическими.
Тогда где К = КнбКн, — коэффициент нагРУзки. Дла пеРедач с круговым зубом Эн определяют по Формулам: при твердости Нз < 350 НВ, Нз < 350 НВ Эн= 1,22+ 0,21и; Нг =' 45 ?ВСз Нз '< 350 НВ Эн = 1~13 + 0~13п' Н =Н 45 НЕС, Эн = 0 81 + 0,15п. При проектном расчете определяют внешний делнтельный диаметр шестерни из выражения (5.38) для Кы = 0,285: Затем определяют основные геометрические параметры передачи из зависимостей (5.30) — (5.34). Формулы проверочного расчета по напряжениям изгиба имеют следующий вид: где Ку = Кур ° Ку„— коэффициент нагрузки; Уг — коэффициент формы зуба для гз — по формулам цилиндрических передач", Эу = 0,85 — для прямозубых передач; для передач с круговым зубом: Эу = 0,94 + 0,08и при Нг = Нз < 350 НВ; Эу = 0,85+ 0,043и при Нг > 45 НВС„Нз < 350 НВ; Эу = 0,65+ 0,11и при Нг = Нз > 45 НКСз.
Если условия прочности (5.40) не выполняются, выбирают более прочный материал для зубчатых колес или увеличивают размеры передачи. 5.13. КПД зубчатых передач КПД передачи определяют как отношение полезной работы к затраченной. (8.41) т) =(Р— Р )/Р 1 — Р. /Р = 1 — ~у, где Р, Р,р — полная мощность и мощность, затраченная на трение; 1у = Ргрк — коэФфициент относительных потерь.
Потери мощности в зубчатых передачах в основном складываются из потерь: а) на трение в зацеплении; б) гидравлических на разбрызгивание масла; в) в подшипниках. В особо быстроходных передачах могут быть значительными вентиляционные потери. Общий КПД передачи (8.42) з)=1 Ча Чг Чп~ где ~с„Ч„Ч~с — коэффициенты относительных потерь мощности в зацеплении, гидравлических и в подшипниках. Средние значения КПД зубчатых передач на подшипниках качения при расчетном моменте приведены в табл. 5.8. При передаче неполной мощности КПД значительно ниже вследствие влияния постоянных потерь, т. е.
потерь, не зависящих от передаваемой мощности. Специфические виды зубчатых передач: планетарные и волновые — рассматриваются в двух последующих главах. Та бл и ца 5.8 Средние значения КПД зубчатых передач на подшипниках качения Конт ьные воп ы 3. В чем различие между редуктором и мультипликатором7 4. Как связаны между собой вращающие моменты на ведущем и ведо- мом зубчатых колесах7 б.
Какие окружности незывают начальнымн? 6. Какому кинематическому условию должны удовлетворять профили зубьев? 7. Как образуется эвольвентный профиль зубьев7 8. Что называют линией зацепления7 9. В чем различие между исходным и исходным производящим контурами7 10.
Как определяют модуль зацепления7 11. В чем состоит фланкирование зубьев7 12. Кзк за счет смещения инструмента можно увеличить несущую способность зубчатой передачи7 13. Каковы основные параметры цилиндрических зубчатых передач7 14. Какими показателями определяетсз точность зубчатых передач7 16. Как выбирают вид сопряжения зубьев? 16. Какие допущения делают при определении сил в эацеплеиии7 17. Какая из сил в зацеплении является наибольшей7 18. Каковы основные виды разрушения зубчатых передач7 19. Каковы причины выкрашиаания поверхностей зубьев7 20. По каким критериям рассчитывают зубчатые передачи7 21.
Какие требования предъявляют к материалам зубчатых колес7 22. Каковы основные виды поверхностных упрочнений зубьев7 23. Как определяют расчетную нагрузку зубчатых передач7 24. Чем объясняется концентрация нагрузки по длине зуба? 26. От каких факторов зависит внутренняя динамическая нагрузка7 26. Каковы пути уменьшения динамических нагрузок? 27. Как определяют приведенный радиус кривизны зубьев7 28.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
