Носов Н.А. - Расчёт и конструирование гусеничных машин (1066314), страница 25
Текст из файла (страница 25)
Повышение контактной прочности в передачах к а т е г о р и и 1 достигается как за счет увеличения угла зацепления, так и за счет помещения наиболее подверженного контактным разрушениям участка зуба в зону двухпарного зацепления. Так как наиболее уязвимы ножка зуба и зона у полюса, то для помещения названных участков профиля зуба шестерни в зону двухпарного зацепления следует выбрать $, и $, так, чтобы выполнялось неравенство (П1.16) Рм) где х,гл = (0,2 —:0,8) т — перекрытие полюса зоной двухпарного зацепления. Табл. П1.5 1521 позволяет выбрать необходимые $, и $, для передач с высотной коррекцией при а,„= 20' и ~,„= 1. Передачи, для которых имеет место равенство величин удельных скольжений в конечных точках рабочего участка линии за- цеплениЯ, т.
е. т(~ = т(з, меньше подвеРжены износУ и опасности заедания. Напомним, что удельным скольжением называется отношение скорости скольжения к касательной скорости точки 123 Таблица 111.5. Коэффициенты высотяой коррекции для цилиидрическнх прямозубых передач внешнего зацепления с потосом в зоне двухпариого зацепления зег т зег т 24 0 0,2т 0,48 0,60 0,35 0,27 14 0,29 0,40 !5 0,56 0,72 16 !7 !8 28 19 )0,5 20 29 2! )0,5 30 124 0 0,2т О,Зт 0 0,2т 0,4т 0 0,2т 0,5т 0 0,2т 0,4т О,бт 0 0,2т 0,4т 0,6т 0 0,2т 0,5т 0,8т 0 0,2т 0,5т 0,8т 0 0,2т 0,5т 0,8т 0,45 0,58 0,64 0,43 0,56 0,68 0,4! 0,53 0,71 0,39 0,51 0,63 0,75 0,37 0,49 0,60 0,74 0,35 0,47 0,64 0,82 0,33 0,46 0,63 0,80 0,32 0,45 0,61 0,78 0,4 0,3 0,27 0,45 0,35 0,27 0,48 0,4 0,28 )0,5 0,44 0,35 0,27 )0,5 0,47 0,4 0,3 )0,5 0,5 0,4 0,28 )0,5 )0,5 0,42 0,3.
)0,5 )0,5 0,45 0,34 0 0,2т 0,5т 0,8т 0 0,2т 0,5т 0,8т 0 0,2т 0,5т 0,8т 0 0,2т 0,5т 0,8т 0 0,2т 0,5т 0,8т 0 0,2т 0,5т 0,8т 0 0,2т 0,5т 0,8т 0,30 0,42 0,57 0,74 0,28 0,39 0,55 0,71 0,27 0,38 0,53 0,70 0,26 0,37 0,52 0,69 0,25 0,36 0,52 0,68 0,24 0,35 0,51 0,67 )0,5 )0,5 0,5 0,4 )0,5 )0,5 >0,5 0,43 )0,5 )0,5 )0,5 0,45 >0,5 )0,5 )0,5 0,47 )0,5 )0,5 0,5 0,5 Зубчатые передачи транспортных машин, как правило, имеют высокую твердость поверхности зуба и являются среднескоростными, закрытыми и хорошо смазываемыми, поэтому на практике их рассчитывают только на изгиб и контактную прочность.
0,40 ОДО 0,20 Расчет зубьев на изгиб ало Все методы расчета зубьев на изгиб основаны на едином принципе — зуб рассматри- 0 вается как консольная балка, 20 50 40 50 а, к которой приложена сосре- Рис. 1Н.11. Коэффициенты высотной иордоточенная сила, равная уси- реиции пряиоэубой передачи, удовлатволию в зацеплении. Поэтому ряюшей условию ч, = чэ зависимости для определения максимального напряжения (в МПа) в корне зуба, полученные различными авторами, могут быть объединены одним общим выажением: Р 1 К (111.17) где К вЂ” коэффициент нагрузки, учитывающий конструктивные особенности машин и условия их эксплуатации; Ф вЂ” коэффициент, учитывающий вид зубьев, :для прямозубых колес Ф = 1; у — коэффициент формы зуба, учитывающий геометрическую форму рассчитываемых зубьев, а также некоторые исходные предпосылки, принимаемые при выводе (П1.17); Р— расчетное окружное усилие, определяемое расчетным моментом М, размерами передачи и некоторыми параметрами конструкции: м (П1.
18) Здесь ав — число параллельных ветвей, передающих нагрузку; в планетаРных пеРедачах ал — число сателлитов; Т вЂ” коэффициент, учитывающий неравномерность распределения момента М 125 профиля, находящейся в данный момент в контакте. Для нефланкированных зубчатых колес с исходным контуром по ГОСТУ 13755 — 68 выбор $, и $„удовлетворяющих условию Ч~ = Ч, для равносмещенных передач, можно производить по рис.
П1.11, й 5. РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС 0,50 между ар колесами, т. е. прн ар = 1 всегда у = 1; гг — средний радиус шестерни: б А ~/ !Р ~- 2! сор б + ! В этой формуле 6 — угол между осями колес в передаче; Аб— расчетное межцентровое расстояние; для цилиндрических передач Аз = А; для конических передач А = 1, — 0,5В, где Ь вЂ” конусное расстояние. В цилиндрических передачах 6 = О, поэтому А г,= .
1 в конических 6 + О, чаще всего 6 = 90', тогда Аб При расчете планетарных передач гусеничных машин без плавающих звеньев обычно принимают у = 1+ или у = 1 ар 1 = 1 + . При наличии плавающих звеньев в конструкции ар — 1 у = 1,1 †; 1,2. Расчетный момент М выбирается в зависимости от принятой методики расчета на прочность, а также от места рассчитываемой передачи в трансмиссии транспортной машины.
Коэффициент формы зуба у зависит от методики расчета. В настоящее время при проектировании зубчатых передач гусеничных машин, как правило, проводят два параллельных расчета на изгиб: по Баху и по Льюису. При расчете по Баху рассматривается чистый изгиб. За расчетное сечение принимается сечение зуба по дуге основной окружности, расчетное усилие Р считается приложенным в некоторой точке профиля зуба, дающей плечо, равное глубине захода. К недостаткам этого метода можно отнести следующие: не учитывается концентрация напряжений в расчетном сечении; недостаточно обоснован выбор точки приложения нагружающего усилия Р; ие учитывается коэффициент перекрытия з, для передач категории 1; выбор расчетного сечения условен. Расчет зубьев на изгиб по Льюису основан на предположении, что максимальные напряжения от изгиба возникают в точках касания параболы второго порядка, вписанной в профиль зуба.
Расчет коэффициента формы зуба производится по суммарному напряжению от изгиба и сжатия. Основные недостатки этой методики: опасное сечение, найденное указанным способом, не совпадает с действительным опасным сечением; расчет производится по условным напряжениям, величина которых резко отличается от действительных максимальных напряжений. Поэтому расчеты 126 на изгиб йо Льюису и Ваху в том виде, в каком они сейчас прово. дятся, методически устарели. Принципиально правильнее вести расчет зубьев по максимальным местным напряжениям.
В основу этого метода положена гипотеза <ломаных сечений», согласно которой сечения, нормаль- О„ 0700 ОДОО 0,200 0,54 0,200 0,520 О,гео О„УОО 0,220 0,20 0,200 г 12 го 20 Оо «О Оо ~по ~502оюзооооовоо ,о.гоо Рис. П1.12. Козффициенты формы зуба уе для зубчатых колес с анешх ними зубьями ООО О.гео 0,220 ные к переходной кривой зуба, при изгибе не ,Данная гипотеза предложена и развита А. В. В. Д. Андожским. Аналитические зависимости д местных напряжений и коэффициентов формы зуба Как уже отмечалось, сначала надо определить категорию рассчитываемой передачи. Передачи категории П рассчи- Ооо тываются из условия приложения ,'расчетного усилия в вершине зуба, Оде .г, е. теоретически все усилие восщринимает один зуб даже в зоне О, .двухпарного зацепления.
Обозна'чим соответствующее значение когэффициента формы зуба через у,. На рис. П1.!2 и 111.13 представлены значения у, в зависимости от д20 жоличества зубьев г и коэффициента коррекции $. Коэффициенты 020 формы зуба для внутренних зубьев :зависят от числа зубьев долбяка. Как отмечает проф. В. Н. Кудрявцев, метод Андожского — Верховского дает существенные откло- искривляются. Верховским и ля определения даны в 132, 30].
0*-0,5 -02 О о,г о,'ч О',О 0,0 РОО Рис. П!.13. Козффициенты формы зуба Ое нля зубчатых колес с внутренними зубьями 127 пения от экспериментальных данных именно для внутренних зубьев. Поэтому данные рис. 1П.13, рассчитанные для долбяка с 20 зубьями, нужно рассматривать как ориентировочные, подлежащие уточнению. Коэффициенты формы зуба, представленные на рис. Ш.12 и П!,13, рассчитаны для зубьев с исходным контуром по ГОСТУ 13755 — 68 (10 = 1; ао = 20', г„= 0,4; са = 0,25 для внешних и со = 0,3 для внутренних зубьев) и Ь = 2,25т„. О.БОО 05 0.500 .5БО .520 О 570 . во 0»ВО о,-о »00 Ооав оэоо авва О.ЗБО ,зго ОЗМО ало 0,570 о,гво о,гво аг Оги азэо одм 0,200 0.700 о о,г од 0,5 о,в»,/' „ ого оно 0.200 о,гао о ог ол Ов ов»,/т'„ Рис.
1П.14. Коэффициенты формы зуба ' ро для зубчатых колес с внешними зубьями Рис. 111.15. Коэффициенты формы зуба ув для зубчатых колес с внутренними зубьями В случае применения исходного контура с другими параметрами с(о и 1О или )г + 2,25 т„расчетный коэффициент формы зуба определяется по формуле Уер = Ув)гл)г ~ (П1. 19) где у, — определяется по рис. П1.12 или 1П.13; й» = ' „" /га 1 + 0,028 (сво — 20). Передачи категории 1 нужно рассчитывать из условия приложения расчетного усилия Р в верхней точке пересопряжения, т.
е. в точке профиля зуба, в которой начинается однопарное зацепление. Обозначим соответствующее значение коэффициента формы зуба через у,. Согласно В. Н. Кудрявцеву, значение у, определяется в зависимости от у, и коэффициента — по рис. П1.14 Л,' лг„ и ! П.15. Величина — ' учитывает влияние на положение верхней тп точки пеРесопРЯжениЯ всех паРаметРов пеРедачи: »0, зх, $х 128 и т.
д. Для передачи с внешним зацеплением величина — одни, клл иакова для шестерни и колеса и определяется по формуле — ' = 2,95 (з, — 1) з)п а, + $2 — 0,5 (вд — 1) гг; (П1.20) мл для передачи с внутренним зацеплением — ' = 2,95(е,— 1) з)пав — (О,бгг + $г -+ 1о) + — '; (1П.21) л 'лл верхний знак — для шестерни, нижний — для колеса.
. Коэффициент нагрузки К учитывает динамические перегрузки, превышающие расчетное усилие Р, а также перегрузки, возникающие вследствие перекоса валов: (П1.22) К = КдКк. Кд=)+ Р Рд (П1.28) где Рд — динамическая нагрузка в Н (кГ): (Р+!ОвСЛВ) о 1 (Р+ СЛВ) о о+ О 08)ГР+ 1Овс лВ (, о+ О 24 )ГР+сгвВ ) 2п Здесь о =- — пг, — окружная скорость на начальном цилиндре 60 в м)с; Л вЂ” расчетная производственная погрешность в см, определяемая по табл. П!.4;  — ширина зуба в см; С вЂ” жесткость зубьев на изгиб; С = 11,6 10' МПа (116 10' пГ)смв) при 1о = 0,8 и а,л = 20'; С = 12 1О' МПа (120 10' кГ)смв) при 1о —— 1,0 и ао = 20'. Формула Бакингема дает завышенные результаты, особенно для трансмиссий с гидромуфтамн и гидротрансформаторами.
Поэтому для трансмиссий указанного типа усилие Рд, рассчитанное по (1П.23), рекомендуется уменьшать на 15 — 20о4. 9 Н. А. Носов 129 В первом приближении коэффициент крепления можно принимать: К„= 1 для валов нормального исполнения; К„= 1,2 для консольных валов. Коэффициент 'динамических нагрузок Кд должен учитывать динамические нагрузки,' обусловленные особенностями самих зубчатых колес (упругость зубьев, ошибки шагов и т. д.) и машинного агрегата (двигателя, трансмиссии и т.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
