Носов Н.А. - Расчёт и конструирование гусеничных машин (1066314), страница 26
Текст из файла (страница 26)
д.) а также условиями эксплуатации. При расчете зубьев гусеничных машин наибольшее распространение для определения динамических нагрузок получила формула Бакингема: Особенности расчета зубьев на изгиб для различных колес Косозубые цилиндрические колеса. Значение коэффициента формы зуба определяется по приведенному числу зубьев г„р и коэффициенту коррекции, отнесенному к нормальному модулю: (П1.24) Согласно В. Н. Кудрявцеву, косозубые передачи рассчитываются как передачи категории П, т.
е. по у,. ББ Ч,4 52 г,п Бд БО г,у 2,Б е, Рнс. 111.16. Коэффициенты вида зубьев Ф для коннче- скнх колес с круговыми зубьями Поправочные коэффициенты й„и й„в (П1.19) нужно вводить в соответствии с параметрами зуба в нормальном сечении. Коэффициент Ф, учитывающий особенности контакта косозубых колес, находится по формуле 1521 (П1.25) где г — коэффициент, зависящий от е, и коэффициента осевого перекрытия з,.
Усредненные значения Ф для 1,8 ~ е, гв 1: если з, ) 1, тоФ= 0,85е,; если в, ~ 1, то Ф = е, + в, — 1. Если получится Ф (1, то принять Ф = 1. Прямозубые конические колеса. При расчете рассматривается эквивалентное прямозубое цилиндрическое колесо'с размерами зубьев, равными размерам зуба конического колеса на середине венца. Расчетная ширина В принимается равной длине зубьев конического колеса, коэффициент коррекции — значению $ кониче- г ского колеса; г = — где гр — угол начального конуса кони- соз ф ческого колеса; и„= тел = (1 — — ) и„где и, — модуль В конического колеса на наружном дополнительном конусе; конусное расстояние; Ф = 1. 130 Коэффициенты формы зуба определяются по $ и г„р аналогично прямозубым цилиндрическим колесам, т.
е. в зависимости от категории передачи и исходного контура. Конические колеса с круговыми зубьями. При расчете конических колес с круговыми зубьями рассматривается эквивалентное прямозубое цилиндрическое колесо, у которого: г„= з„= (111.26) сазз (1дсаза ' саз рз ' где ()э соответствует середине венца. Расчет ведется по у„ т. е. как для передачи категории 11. Коэффициент Ф для круговых зубьев конических колес зависит от коэффициентов перекрытия в торцовом сечении е, и осевого е,.
Он может быть найден по рис. П1.16. Расчет зубьев на контактную прочность Наиболее распространенным видом разрушения зубчатых колес, работающих в масляных ваннах, является выкрашивание рабочих поверхностей (питтинг). Склонность зубчатых колес к выкрашиванию зависит от величины контактных напряжений, которые определяются по формуле Герца — Беляева в МПа (косм') о„= 0,4!8 ~/ — 4Е, (111.27) где ц = — — погонная контактная нагрузка в Нlмм (кГ(см); Ра Е = ' ' — эффективный модуль упругости в МПа (кГ1смз); р = * —, эффективный радиус кривизны в точке контакта Рг+ Рв в мм (см). При работе зубчатых колес точка контакта непрерывно движется по профилю зуба, при этом меняются радиусы кривизны контактирующих зубьев, а следовательно, и контактные напряжения.
Поэтому существующие методики по расчету зубьев на контактную прочность в основном отличаются выбором «опасной» точки. Чаще всего за опасную точку выбирается полюс зацепления на середине зубчатого венца. Тогда формула (П1.27) может быть преобразована для любого вида зубчатых колес: 0 418 1/ ~ 2 (м ~ 21соз 6+ 1) К Е ВА~ 1 з1п 2а„Ф' где верхний знак относится к внешнему зацеплению, нижний— к внутреннему. Здесь К вЂ” коэффициент нагрузки, учитывающий динамические нагрузки, и т.
д.; Ф = — — коэффициент вида Ф Ф зубьев; ф — коэффициент концентрации нагрузки по ширине зуба; 9* 131 6 — угол между осями; для цилиндрических передач Аз = А, 6 = О, для конических А = 1, — 0,5В, 6+ О. Иногда полезно провести расчет контактных напряжений для точки пересопряжения на ножке шестерни.
Этот расчет обязателен, если передача относится к категории 1, а полюс находится в зоне двухпарного зацепления в результате примененной коррекции. В этом случае для прямозубых цилиндрических колес р~ = у Им — пп го', рз —— А вша — рь (П1.29) з/ 2 2 При применении так называемой внеполюсной передачи, у которой полюс лежит вне рабочей зоны линии зацепления, расчет на контактную прочность по напряжениям в полюсе вообще теряет смысл. В этом случае расчет также ведется по точке пересопряжения. Коэффициент нагрузки К при расчетах на контактную прочность определяется аналогично расчету на изгиб. Коэффициент Ф, входящий в Ф = †, определяется анало- Ф гично расчету на изгиб в зависимости от типа зубьев.
Коэффициент ф, учитывающий косой контакт в зацеплении, для прямозубых цилиндрических и конических колес равен единице, а для косозубых колес в зависимости от осевого перекрытия з, = в = — составляет: если е, ) 1, то ф= 1,33; если 0 «=. е, <1, ~а то ф 1,33 — 0,33 (1 — е,). Расчетное номинальное окружное усилие Р в Н (к)') определяется так же, как при расчетах на изгиб.
Материалы и допускаемые напряжения В транспортном машиностроении зубчатые колеса в основном изготовляются из стали. Так как вес тяжелонагруженных передач может быть значительно снижен только за счет применения материалов с высокими прочностными характеристиками, то понятно широкое применение легированных и высоколегированных сталей. Для повышения контактной прочности зубьев применяется термохимическая обработка (цементация, цианирование, азотирование) с последующей закалкой, что одновременно повышает и изгибную прочность зубьев.
В табл. П1.6 приведены некоторые прочностные характеристики сталей, применяемых на транспортных машинах 152). Как известно, кривая усталости металлов выражает зависимость предельного числа циклов до разрушения от величины напряжения. Напряжение п,р — предел усталости, при всех и < <п,л теоретически не будет разрушения при любом количестве циклов У„. Количество циклов, соответствующее пределу усталости и„, обозначим через Уз. В табл. П1.6 эти числа циклов приведены отдельно для изгиба (Ф, „) и контактных напря- 132 (О С~ ! ! 00 С5 Ю С) сР Я') 3 Э4 3 о Ф И й й а л Ф $' оо Я Х Ф х~й о~ Ц М а О о й С~ э 1 Р ! о Я й о 1 ! й~ жений (Уз „). Допускаемые напряжения в МПа (кГ1смз) для рас- чета зубьев можно определить следующим образом: а, [о [ йр [о~[ Ц где о,; о, — берутся из табл.
1П.6; lгч — коэффициент, учиты- вающий характер цикла нагружения зуба; А — коэффициент, учитывающий различные режимы работы передачи. Для центральных колес планетарных передач и шестерен про- стых механических передач й„= 0,8. Для сателлитов планетар- ных передач и паразитных шестерен Й„= 1. Для определения lг„В.
Н. Кудрявцев рекомендует следую- щую формулу: где Уз — число циклов, выбираемое по табл. П1.6; У, — эквивалентное число циклов для расчетного момента М, т. е. Ф, учитывает суммарные усталостные явления от всех п нагрузок. Обычно в качестве эквивалентного момента М выбирают максимальный. Показатель и зависит от вида расчета: при расчете на изгиб т = 6 при НВ ( 350 и гп = 9 при НВ > 350; при расчете на контактную прочность т = 3. Число циклов для каждого момента М; определяется по формулам: для центральных колес (П1.32) для сателлитов (1П.ЗЗ) где ар — число сателлитов; Я~ — расстояние, которое прошла з — з, транспортная машина при нагрузке Ме, '(з = — передаточзв.
к ное отношение от ведущих колес до рассчитываемой шестерни в относительном движении; п — частота вращения зубчатого ко- леса в об/мин; и, — частота вращения водила в об1мин. Из сказанного ясно, что для расчета на выносливость необхо- димы статистические данные по распределению нагрузок по пути, чтобы определить 5~ на каждой передаче. Расчет зубчатых передач Проектировочиый расчет.
Целью проектировочного расчета является выбор всех параметров зубчатой передачи по ограниченному числу заданных. Обычно считаются известными следующие: передаточное отношение 1; номинальный расчетный момент М; исходный контур 134 (В ~т~ 1 178 Е Мт 2 (Р ш 2! сов 5+ 1) К 84) 1ол)а ар а а!и 2ал Ф' ' В первом приближении обычно принимают К = 1 и Ф' = 1. Определяемое произведение (ВАМ! есть некоторый объемный габарит передачи в см', определяющий ее вес.
Чтобы по нему найти межцентровое расстояние, нужно задаться шириной В колес. В Обычно задаются относительной шириной дл = —. ОриентироА вочные значения пл для быстроходных гусеничных машин (даны в табл. П1.7. Задавшись величиной дл, легко найти межцентровое расстояние, радиусы начальных окружностей колес передачи и ширину венцов: чл ' 1Г!а и 2асоаб+1 ' ! ! г, = г,г; В = длАа. (П1.88) Т а б л и ц а !11.7, Относнтельиан ширина колес 04 длн быстроходных гусеничных машин Легкне мананы Тяжелые машины Среднне мананы Передачи Кгн простые планетарные Бортовые: простые планетарные 0,20 — 0,28 0,20 — 0,30 0,25 — 0,32 0,25 — 0,35 0,25 — 0,32 0,25 — 0,35 0,28 — 0,35 0,3 — 0,4 0,15 — 0,22 0,15 — 0,22 0,20 — 0,25 0,20 — 0,25 0,30 — 0,35 0,35 — 0,40 0,35 — 0,40 Конические 135 зубьев; вид зубьев и передачи (прямозубые, косозубые, передача простая или планетарная); материал зубьев и термообработка; частота вращения шестерни п в об/мин.
При расчете определяются: межцентровое расстояние (или диаметры колес) — из условия контактной прочности; минимальный модуль (или максимальное число зубьев) — из условия прочности на изгиб. Число всех определяемых параметров значительно больше числа уравнений. Это заставляет задаваться частью из них. Конструктору, даже имеющему большой опыт проектирования зубчатых передач, трудно выбрать сразу оптимальные геометрические параметры. Позтому, как правило, проектировочный расчет выполняется методом последовательных приближений.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
