Anuriev_T2 (522954), страница 75
Текст из файла (страница 75)
Допускаемое контактное напряжение, не вызывающее опасной контактной усталости материала "ни гн у у у ~ . (4) Н ппп 3. Допускаемое предельное контактное "апряжение, не вызывающее остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя: минимальное регламентированное значение Рн; Рн~,- р б йрб при расчете по максимальным контактным нагрузкам; Рн5, „;„- минимальное регла- "На оНР НБ! Ппп ментированное значение Рнд~ . (5) Расчет на прочность зубчатых цилиндрических эвольвентных передач внешнего зацепления (по ГОСТ 21354-87) 101. Нагрузочная способность поверхностей зубьев ЗУБЧАТЫЕ И ЧЕРВЯЧНЫЕ ПЕРЕДАЧИ 556 поверхности. где (17) Примечание.
ЯЮтш ЬБ~Т где ное значение РР; ванное значение РР~, Нагрузочная способность поверхностей зубьев обеспечивается при выполнении условий любого критерия по табл. 101. Расчет зубьев на прочность прн нзтттбе. При расчете определяется напряжение изгиба оР в опасном сечении на переходной 1. Напряжение изгиба в опасном сече- нии 2.
Допускаемое напряжение изгиба на переходной поверхности зуба, не вызывающее усталостного разрушения материала: 3. Допускаемое напряжение изгиба в опасном сечении, не вызывающее остаточных деформаций, хрупкого излома или первичных трещин орла~ = оРЬ,П ЬУИт . (20) Нагрузочная способность зуба при изгибе обеспечивается при выполнении условий любого критерия по табл. 102. Ниже изложен прнмер расчета на прочность зубчатой передачи, базирующийся на основных расчетных зависимостях (1)- (30). 102.
Нагрузочнан способность зуба прн нзтттбе где о Р— максимальное местное напряжение изгиба в опасном сечении зуба за весь срок службы; о Р - расчетный коэффициент запаса прочности для предотвращения усталостного разрушения материала; 5Рт, — расчетный коэффициент запаса прочности для предотвращения остаточных деформаций, хрупкого излома или первичных трещин при максимальной нагрузке; РР - вероятность отсутствия повреждений в течение заданного срока службы; РР „„- минимальное регламентирован- Р~~, - вероятность отсутствия хрупкого излома или остаточных деформаций при максимальной нагрузке; РЮТ ып - минимальное регламентиро- РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ 557 103. Исходные параметры для расчета на прочность зубчатой передачи Обозначение Величина Наименование параметра 32 шестерни Число зубьев 64 колеса Нормальный модуль, м 60 шестерни Ширина венца, мм 60 колеса шестерни х1 Коэффициент смешения колеса х2 16а15' Угол наклона 2,0 Циклограмма нагружения 1500 Требуемый ресурс, ч 1000 1ке Наличие модификации головки зуба Степень точности передачи по ГОСТ 1643-81 Шероховатость поверхности по ГОСТ 2789-73, мкм Частота вращения ведущего зубчатого колеса, мин-' Отклонение положения контактных линий ~следствие упругой деформации и зазора в Подшипниках, мкм Постоянная нагрузка Т~ =1970 Н.м ЗУБЧАТЫЕ И ЧЕРВЯЧНЫЕ ПЕРЕДАЧИ 558 Обозначение Величина 25ХГМ шестерни Марка стали 40Х колеса Нитроцементация хромо- марганцевой стали с молибденом закалкой с нитроцементационного нагрева шестерни Закалка при нагреве ТВЧ, закаленный слой повторяет очертания впадины колеса 0,8 ...
1,1 шестерни мм колеса 58 НЯС шестерни Н01 50 НАС колеса Н02 300 НУ шестерни НК1 300 НУ колеса 1000 шестерни 900 колеса Наименование параметра Способ упрочняюшей обра- ботки Толшина упроченного слоя, Твердость поверхности зуба (средняя) Твердость сердцевины зуба (средняя) Предел текучести материала, МПа Продолжение табл. 10З РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ 55< 104. Определение геометрических и кинематических параметров, используемых в расчете на прочность зубчатых передач Параметры Угол зацепления аг„, Делительный угол про- филя в торцовом сечении аг Межосевое расстояние а„,, мм Делительные диаметры г1, мм Диаметры вершин зубьев г1„, мм Основные диаметры мм Углы профиля зуба в точках на окружностях вершин аа Расчетная формула и числовое обозначение а, = агс18 = агс18 — ' = 20,76' 1820' 0,364 сов 13 0,96 2(х1 + х2) 1820' 1пча~ .
—— + 1пчаг,. 11+12 так как х1 + х2 = О, то аг„, = аг — — 20,76' (~1+ ~2)т сова а~ 2сов13 сова~ (32+ 64) 5 0935 2. 0,96 0,935 д1 = — 1 = — = 166,667 сов 13 0,96 д2 = — ~ = = 333,334 сов ~3 0,96 да1 = д1 + 2/6~1 + х1) = 166,667 + 2 . 5 = 176,667; ,1„=д, +г ф+хг) = = 333,334+ 2. 5 = 343,334 йь1 = д1 сов аг — — 166,667- 0,935 = 155,834; дЬ2 = д2 сова, = 333,334. 0,935 = 311,666 г1ы 155,834 а„1 = агссов — = агссов ' = 29,11'; 176,667 ™ д 311,666 а 2 = агссов = агссов ' = 24,80' г1а2 343 334 560 Расчетная формула и числовое обозначение Параметры Коэффициент торцо- вого перекрытия е,„ еа = е а! + е а2 = 0,790+ 0,846 = 1,64 Осевой шаг р» Коэффициент осевого перекрытия еР еР = — "' = — = 1,07 Ь„, 60 р» 5613 еу =еа+еР =164+107= 271 = — = 36,2; 2! 32 см3 Р 0'885 Эквивалентные числа зубьев 2„ = — = 72,4 22 64 соз3 Р 0,885 Окружная скорость о, м/с лд1л! л .166,7 1500 — — — = ~з~ 60000 60000 Составляющие коэффициента торцового перекрытия е„1, е„2 Суммарный коэффици- ент перекрытия е Основной угол наклона Рь ЗУБЧАТЫЕ И ЧЕРВЯЧНЫЕ ПЕРЕДАЧИ 2!(18аа! — 18ал„) еа!— 2л 32 .
(0,534 — 0,379) 2л 22(18а,2 — г8а, ) еа2 = 2л 64 (0,462 — 0,379) = 0,846 2л р„= —, = = 56,13 з1п Р 0,280 Рь = агсяп(япРсоз20') = = агсып(0,280. 0,94) = 15,25' Продолжение табл, 1ф РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ 561 105. Расчет на контактную выносливость зубчатых нередач Параметры 2Е = ~/0,175Е . Для стали при Е = 2,1 10 МПа ХЕ =190 По рис. 43 или формуле 1 2соз|3ь 1 2 0,965 соз а ~ г8а ~ 0,935 0,379 По рис.
44 или формулам: 4 — ес, Уг — — для ер = 0; 3 для ер <1; 2000Т1Н 2000Тгн . РН1— Окружная сила на дели- тельном цилиндре ЕН,, Н 2000 . 1970 Н1 = 1667 Поскольку в циклограмме учтены внешние нагрузки, КА = 1. Если в циклограмме не учтены внешние динамические нагрузки, то можно воспользоваться ориентировочными значениями КА, приведенными в приложении 4 ГОСТ 21354-87 для некоторых машин и механизмов Коэффициент, учитывающий механические свойства сопряженных зубчатых колес, ХЕ Коэффициент, учитываюший форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления, ХН Коэффициент, учитываюший суммарную длину контактных линий, У, Коэффициент, учитываюший внешнюю динамическую нагрузку, КА Расчетные формулы, указания по определению и числовые значения для Е1 = Е2 = Е и ч1 = ч2 = 0,3 принимают уг = = — — — 0,781 для ер ~ 1 ~ 1,64 ЗУБЧАТЫЕ И ЧЕРВЯЧНЫЕ ПЕРЕДАЧИ 562 Продолжение табл.
1И Расчетные формулы, указания по определению и числовые значения Параметры При выполнении условия — < 1 для прямозубых передач и 0~1 1000 — < 1,4 для косозубых передач 0~1 1000 Проверка на резонансн ую зону — = 0,42<1 о~1 13 32 1000 1000 а„= о,оо4 яо = 53 Удельная окружная динамическая сила гон„, Н/мм П р и м е ч а н и я: 1. Если с шестерней жестко связана массивная деталь (например, зубчатое колесо, напетое на вал-шестерню в непосредственной близости от этой шестерни) с моментом инерции в у раз большим, чем у шестерни, то значение гоНе следует увеличить в раз.
2. Если значения гоН„, вычисленные по формуле, превышают предельные значения, указанные в табл. ! 06, их следует принимать равными этим предельным значениям. гоНиЬи41 31,0 60 166,7 Н 200ОТкНКл 2000 1~~0 1 Динамическая добавка ч Н Коэффициент, учитывающий влияние вида зубчато "и передачи и модификаци и профиля головок зубьев, ан Коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса, яо резонансная зона далеко и определение коэффициента Кн можно проводить по формуле При невыполнении этих условий КН, находят по приложению 5 ГОСТ 21354-87 При твердости Н1 > 350Н)' и Н2 > 350Н1' для косых зубьев по табл. 107 Для 7-й степени точности по нормам плавности при модуле т = 5 по табл.
108 1., И =0,004.53 13,1 ( — = 31,0 1250 2 РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ 56Э Продолжение таба 101 Параметры Кн„=1+ чн = 1+ 0,08 = 1,08 По ГОСТ 1643-81 для 7-й степени точности по нормам контакта при ширине зубчатого венца о1 = 60 7~1 = 16 Допуск на погрешность направления зуба 711, мкм ~у,у =0,5 Гр — — 0,5 16=8 ~„, = ~~е + Я~~ = 0+ 8 = 8 Определяют по рис. 45 или по формуле 0,1027х1 — 0,01х1 — ' + 0,00455х2 + ~ю1 Удельная нормальная жесткость пары зубьев с', Н/(мм.мкм) При х1 =0 и х2=0 — — 0 05139 0,1425 01860 1 с' = 17,3 Коэффициент, учитываюШий неравномерность распределения нагрузки п о длине контактных линий в начальный период ра боты передачи, К 046„,~ с'соза, б,„ 0 2 Рн КлКН ~а Коэффициент, учитываюший динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении, Кн„ Отклонение положен ия контактных линий вследствие погрешностей изготовления ~1,у, мкм Фактическое отклонение положения контактных линий в начальный период работы передачи ~„,, мкм Расчетные формулы, указания по определению и числовые значения — = 0,05139+ 0,1425/ ~„1 + 0,1860/~„2— 1 с' + ' + 0,00734х1 — 0,00054х2 .
0,3762х2 2 2 ~02 = 0,05139+ 0,1425 0,1860 0 0578 36,2 72,4 д прямозубых и косозубых передач при рад <1,3 ЗУБЧАТЫЕ ПЕРЕДАЧИ Продолжение табл, 105 Параметры 2,56 К~ =1+0 12 Ч Ьл + О 4 а !/ 0,4ф Ь, с' сова, Н0 2 ~н~г. КА Кн 0,4 8 60 17,3 0,935 =!+ 25635 0,781 1 1,08 Коэффициент, учитывающий приработку зубьев, К Ни К Ни 20 (0,01НН„+ 2) (о + 4) ' КнР 1+ КЙв 1 КНгс = = 1+ (1,18 — 1) 0,804 = 1,14 . Средняя удельная торцовая жесткость зубьев пары зубчатых колес с Н,г!мм мкм) с = с'(0,75еа + 0,25) = = 17,3 !0,75.1,64+ 0,25) = 25,6 Предельные отклонения шага зацепления / Ь, мкм Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий в начальный период работы передачи, К о Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, КНО Расчетные формулы, указания по определению и числовые значения где К~г = 0,14, если максимальная ордината эпюры распределения удельных нагрузок по ширине зубчатого венца расположена со стороны подвода крутящего момента; К~г = — 0,08 - в противоположном случае.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
