О.А. Ряховский, А.В. Клыпин - Детали машин (1065792), страница 8
Текст из файла (страница 8)
(5. 9) гэ(тга.г — тгн, ) аг 2л где а ь агссов— ~ьци> 8 ц»1 Примечание. Для передач без сме- щения при Р < 20' за а [1,88 — 8,2 (1/гг + 1/гг))сов Р 48 лентного прямозубого колеса с[„= тгьа то эквивалентное число зубьев ~~» т(ь тигг тг г — — (5.7) т т созе[3 т сове[3 т соез Р созз Р ' где г — число зубьев косозубого колеса.
При расчете на прочность косозубые колеса заменяют эквивалентными прямоэубыми с числом зубьев г . Межоеевое расстояние косозубой передачи а = 0,5(с[сг + с[,1) = 0,5(гг х гт)/соэ )3. (5.8) Основные зависимости для геометрического расчета цилиндрических передач приведены в табл. 5.1. 5.3.
Основные параметры цилиндрических зубчатых передач Косозубые передачи выполняют в большинстве случаев без смещения, так как межосевое расстояние можно изменять за счет угла наклона зубьев (при этом изменяется торцевой модуль т„а с ним и диаметры колее). С целью уменьшения номенклатуры корпусов стандартных редукторов межосевые расстояния стандартизованы в диапазоне 40...2500 мм. Максимальные значения передаточного отношения принимают и = гг/гт = 5...8, в кинематнческих передачах и достигает 15.
Числа зубьев шестерни следует выбирать ббльшими из возможных значений с целью уменьшения стоимости зубонарезания и потерь на трение; гт = 20...24 при НВ < 300; г = 17...20 при 35 < НВС, < 52, г = 11...17 при НВС,) 52. Число зубьев колеса гг = гти. Минимальное число зубьев при отсутствии подрезания Для прямозубых колес, нарезанных без смещения, гы„= 17 при и = 20', для косозубых г м н 17/сова [3. Для колес, нарезанных со смещением, г„;„, = 10... 12. Модуль в нормальном сечении зуба колеса при твердости Н ~ 350 НВ принимают т = (0,01...0,02)а, при твердости Н > 45 НВС, — т = (0,016...0,0315)а и округляют до стандартного значения.
Ширину зубчатых колес Ь выражают через коэффициент ширины зубчатого венца ьу = Ь/а . Для зубчатых колес из улучшенных сталей с Н < 350 НВ рекомендуют принимать ь(г = 0,315...0,5 для колес с Н ) 350 Н — ьу~ = 0,2...0,315. Передвижные прямозубые шестерни коробок скоростей делают узкими (ьуь = 0,1...0,2). Для шевронных передач ьу~ = 0,63...1,25. Стандартные значения ьу~ для редукторов: 0,1„ '0,125; 0,16; 0,2; 0,25; 0„315; 0,4", 0,5; 0,63; 0,8; 1; 1,25. Расчет геометрических и кинематических параметров Продолжение шодл.
5.1 5.4. точности зубчатых передач Угол наклона зубьев косозубых колес выбирают по усло- Ь вию, при котором осевой коэффициент перекрытия ер — — — > 1 Р. (обычно зр = 1,1...1,2), здесь Р„= ят/з1п 8 — осевой шаг; в большинстве конструкций ~3 = 8...20'. В тяжелых редукторах применяют шевронные колеса, не передающие на подшипники осевые нагрузки. 'У шевронных колес ~3 = 25...45'. Косозубые колеса применяют для ответственных передач при средних и высоких окружных скоростях колес. В косозубых передачах обычно принимают для шестерни левое направление зуба, для колес — правое. Прямозубые колеса применяют преимущественно при невысоких и средних окружных скоростях, в планетарных передачах, в открытых передачах, а также при необходимости осевого перемещения колес для изменения скорости (коробки передач). 50 Погрешности изготовления зубчатых колес приводят к повышению динамических нагрузок, вибрации, шуму передач.
Нарушается постоянство мгновенного передаточного отношения и согласованность угловых скоростей ведущего оз1 и ведомого вэ валов. Точность зубчатых колес регламентируется ГОСТом. Предусмотрены 12 степеней точности от 1 до 12 в порядке ее убывания. Наиболее распространенные в машиностроении степени точности в быстроходных передачах (при окружной скорости на начальном диаметре о ) 10 м/с) — 5, 6, 7, в тихоходных — 8, 9. С ростом точности зубчатых колес существенно возрастает стоимость их изготовления. Различают следующие основные показатели точности: ° Кинелеатичеснал точность характеризуется суммарной погрешностью углов поворота сцепляющихся колес за один оборот, Она существенно важна для передач станков, систем управления и быстроходных силовых передач из-за опасности появления резонансных колебаний и шума.
в Боковой зазор между неработающими поверхностями соседних зубьев определяется видом сопряжения. Он предотвращает заклинивание (в частности, при разогреве) и обеспечивает свободное вращение колес. Виды сопряжений для всех степеней точности — Н, Е, Д, С, В, А (рис. 5.7). Сопряжения Н, Е с нулевым и малым боковым зазором 1„м используют в передачах систем управления, точных приборов.
Для избежа- Рис. 5.7. Виды сопряжений 51 табл и ца 5.2 в) 2Т, 10з с бнт (5. 10) 53 ния заклинивания в конструкции предусматривают регулиро- вание межосевого расстояния при сборке. ° Плавность работы передач характеризуется повторяю- щимися колебаниями скорости за период работы каждого зу- ба. Она существенно влияет на высокочастотную составляю- щую динамической нагрузки быстроходных передач. ° Пятно контакта зубьев характеризует концентрацию нагрузки на зубьях, которая существенно влияет на работоспособность силовых передач. Ориентировочные допустимые окружные скорости передач в зависимости от степени точности В общем машиностроении рекомендуют вид сопряжения В.
Например, на чертежах обозначают 7-7-6-В (7 — кинематическая точность, 7 — плавность. работы, 6 — пятно контакта,  — вид сопряжения) или 7- — когда совпадают три первых показателя точности. Динамические нагрузки зависят от степени точности передачи и возрастают с ростом окружной скорости. В табл. 5.2 приведены ориентировочные допустимые окружные скорости на начальных диаметрах колес в зависимости от степени точности. 5.5. силы в зацеплении цилиндрических передач Нрн работе зубчатых передач возникают силы, знание которых необходимо для расчета на прочность зубьев колес, валов и их опор.
Силы определяют при статическом нагружении, без учета ошибок изготовления и деформаций деталей. Рис. 5.8. Силы, действующие в зацеплении цилиндрической зубчатой передачи: а — силы в торцовой плоскости; 6 — сила в нормальной плоскости; в — определение окружной н осевой сил; г — силы в шевронной передаче Этн явления учитываются соответствующими коэффициентами при определении расчетной нагрузки на передачу.
Силами трения также пренебрегают вследствие их малости. Силы в зацеплении определяют в полюсе зацепления П (см. рис. 5.2, 5.4), предполагал, что вся нагрузка передается одной парой зубьев. Распределенную нагрузку по линии контакта КзКз заменим результирующим вектором Р„(рис. 5.8, б). Вектор Р„раскладывается по осям координат в окружном Ро в радиальном Р„н в осевом Р, направлениях (рис. 5.8, а, в). На рис. 5.8, а представлены силы в торцовом сечении косозубого колеса. Окружную силу определяют через заданный вращающий момент на шестерне Т (Н ° м) Радиальную Р„осевую Р, результирующую Р„силы находят через окружную Р;.
(5.11) Р„= Р, $я а,; Р„= Р, 1я )); Р Р и сова сов а сов 9 (5.12) где а, — угол зацепления в торцовой плоскости, определяется по зависимости (5.6). У прямозубой передачи р = О, осевая сила Р„= О, а, = а = 20'. У шевронной передачи осевые силы уравновешиваются (рис. 5.8, г) на колесе и не передаются на подшипники. 5.6.
Виды разрушения зубьев. Критерии работоспособности и расчета зубчатых передач а) а о рнс. б.9. Напряжения. возникающие в зубьях ( а), и характер их нзгружения (О) 54 При передаче вращающего момента на линии контакта возникают упругие деформации профилей зубьев, вызывающие контактные напряжения пя, распределенные на площадке контакта. У основания зуба от силы Р„возникают напряжения изгиба ою характер распределения которых показан на рис. 5.9, а.
Контактные и изгнбные напряжения изменяются во времени по прерывистому отнулевому циклу (рис. 5.9, 6). Переменные напряжения являются причиной усталостного разрушения зубьев: поломки, выкрашивания поверхностного слоя, износа, заедания. Устолосгяное вынрашивание поверхностных слоев зубьев (рис. 5.10, а) является наиболее распространенным видом повреждений зубьев для большинства хорошо смазываемых и защищенных от загрязнений зубчатых колес. Выкрашивание заключается в отслоении частичек материала с поверхности и появлении на рабочих поверхностях небольших углублений, напоминающих оспинки, которые потом растут и превращаются в раковины.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
