Баловнев Расчет цилиндрических зубчатых передач (946529), страница 3
Текст из файла (страница 3)
Радиальная силаFr = Ft ⋅tgα w.cos β(35)2.8.4. Осевая силаFx = Ft ⋅ tgβ .(36)2.9. Проверка заготовок колес на прокаливаемостьОкончательный выбор марки стали при колесах с упрочненной поверхностью долженпроводиться с учётом прокаливаемости в зависимости от предела прочностиσ в илитвердости HB ( HRC ) сердцевины по рис. 6, для улучшенных колес - по рис.7.Размеры, определяющие прокаливаемость, устанавливаются по рис.8.σ в , HB и HRC сердцевины сталей с поверхностным упрочнениемв1 400130012001 100H B H RC Э25Х Г ТМПа15004002 0Х Н 2 М1 0 0 0 12 Х Н 3А90 080070 06 0010 153603 0Х Г Т25 Х Г М18 Х Г Т20320 35280 302 0Х Н 3 А20Х Н2402003 0 40 5 0 6 0 80 S м мРис.640252017σ в , HB и HRC улучшенных сталейвМПа110 0100090080070040Х Н40Х Н 2М А40Х40Х Ф А4010154520H RCЭ35HB32530027525022520030252030 40 50 60 80 S м мРис.
7Размеры, определяющие прокаливаемостьSddadaKbdS = a + 3 мм2bменьшее из двухd −dили S = bS= a2большее из двухS = ( 5...6 ) ⋅ m или S = K ,K = ( 0 ,4...0 ,5 ) ⋅ bРис. 83. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПО КОНТАКТНЫМ НАПРЯЖЕНИЯМ3.1. Расчет на сопротивление усталости для стальных колес производят по формулеσ H = 190 ⋅ Z H ⋅ Z ε ⋅Ft ⋅ K H u ± 1⋅≤ [σ ]H .bw 2 ⋅ d w 1u( 37)Передаточное число u , ширину колеса bw 2 и начальный диаметр шестерни d w1берут из геометрических расчетов п. 2.6.3...2.6.7.3.1.1. Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьеввполюсе зацепленияпри x1 ≠ 0 и x2 ≠ 0 - Z H =12 ⋅ cos β в;⋅cosα ttgα tw(38)184 ⋅ cos β в;sin 2 ⋅ α t wпри x1 = x2 = 0 - Z H =(38а)или по рис.
9.Коэффициент Z HZH- 0,0 2= ( x 1 + x 2 ) / ( z1 + z2 )- 0 ,0 1 52 ,7- 0 ,0 0 50 ,02 ,50 ,0 0 50 ,0 12 ,30 ,0 20,030,040 ,050 ,0 60,080 ,12 ,11 ,91 ,7- 0 ,0 15051 0 15 20 25 30 3 540 bРис. 9Здесьα t - делительный угол профиля в торцовом сечении; α tw - угол зацепления;β в - основной угол наклона.3.1.2. Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линийДля прямозубых колесZε =4 − εα.3(39)Для косозубых и шевронных колес:приε β < 1 - Zε =( 4 − εα ) ⋅ ( 1 − ε β ) ε β1+; (40) при ε β ≥ 1 - Z ε =3εαεαПримечание.
Для прямозубых колес без смещения при α = 20оZ H ⋅ Zε = 2,25 .(40а).193.1.3 Коэффициент нагрузкиK H = K A ⋅ K HV ⋅ K Hβ ⋅ K Hα ;(41)3.1.3.1. Коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку K AЕсли циклограмма нагружения включает внешние динамические нагрузки, тоK A = 1 .
В противном случае при расчётах на сопротивление усталости K A принимаютпо табл. 6.Коэффициент внешней динамической нагрузки K AТаблица 6Тип двигателяЭлектродвигатель; паровые и газовыетурбиныпристабильныхрежимахэксплуатации и небольших пусковыхмоментах.Гидравлические двигатели, паровые игазовые турбины при больших частовозникающих пусковых моментах.Многоцилиндровый двигатель внутреннегосгорания.Одноцилиндровый двигатель внутреннегосгорания.Тип рабочей машины:I1,00Тип рабочей машиныIIIII1,251,5IV1,751,101,351,601,851,251,501,751,501,752,002,00 ивыше2,25 ивышеI – электрический генератор; равномерно работающие ленточные, пластинчатые конвейеры;легкие подъемники; вентиляторы; мешалки для веществ равномерной плотности;турбокомпрессоры; легкие центрифуги; механизмы с вращающимися деталями.II - неравномерно работающие ленточные, пластинчатые конвейеры; шестеренчатые иротационные насосы; приводы станков; тяжелые подъемники; центрифуги; механизмыкранов; ; мешалки для веществ с переменной плотностью; поршневые многоцилиндровыенасосы; экструдеры; каландры; вращающиеся печи; станы холодной прокатки.III – экструдеры и мешалки для резины и пластмасс; легкие шаровые мельницы;деревообрабатывающие станки; одноцилиндровые поршневые насосы; нереверсивныестаны горячей прокатки; подъемные машины.IV – экскаваторы; черпалки; тяжелые шаровые мельницы; резиносмесители; дробилки;кузнечные машины; тяжелые насосы; буровые машины; прессы; реверсивные станыгорячей прокатки.3.1.3.2.
Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую взацеплении назначают по табл. 7.20Коэффициент K HVН 2 ≤ 350 НВ1_H 2 ≥ 45 HRC_Н 2 ≤ 350 НВ_H 2 ≥ 45 HRC_Н 2 ≤ 350 НВ1,051,021,031,011,061,021,031,01Таблица 7Коэффициент K HV при скорости V в м/с246810__1,181,251,321,061,091,131,161,20__1,121,041,061,08_1,161,241,321,401,071,101,131,16_1,091,141,191,251,041,061,081,101,101,201,281,381,481,041,081,121,151,191,061,121,181,241,301,021,051,071,091,121,111,22___1,041,081,061,13___1,021,05Примечание. В числителе приведенызначения для прямозубых, в знаменателе – дляСтепеньточности67Твердость зубьевколесаH 2 ≥ 45 HRC8Н 2 ≤ 350 НВH 2 ≥ 45 HRC9косозубых и шевронных колес.3.1.3.3.
Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки подлине контактных линий K Hβ , уточняют по рис.1 и откорректированному по результатампроектного расчета коэффициенту относительной ширины зубчатого венца ψ bd .Примечание. При уточненном расчёте зубчатой пары K Hβнаходят по ГОСТ 21354-87 сучётом упругой линии вала, зазоров в подшипниках и жесткостей зубьев.3.1.3.4. Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки попарам зубьев0K Hα = 1 + ( K Hα − 1 ) ⋅ K Hw .(42)Здесь K Hw - коэффициент, учитывающий приработку зубьев, находят по рис. 10.В приближенных расчетах для точных зубчатых колес, начиная с 5-й степени0точности, при твердости колеса и шестерни более 350 HB принимают K Hα = 1 .
Длястепеней точности nCT = 6...9 по формуле02KHα = 1 + 0 ,25 ⋅ ( nCT − 5 ) ⋅ ( 1 / Z ε − 1 ) .При твердости шестерни или колеса меньше или равной 350 HB по формуле(43)2102KHα = 1 + 0 ,5 ⋅ ( nCT − 5 ) ⋅ ( 1 / Z ε − 1 ) .(43а)2Коэффициент должен быть в пределах: для прямозубых колес 1 ≤ K Hα ≤ 1 / Zε ;для косозубых и шевронных 1 ≤ K Hα ≤ ε γ .В уточненных расчетах K Hα находят по ГОСТ 21354-87.Коэффициент K Hw5KH w0B250HB30 ,600HB3H50RC0 ,7Э4H0RCЭ45Э5H0 ,8RCHRCЭ50 ,9HB200H0 ,50,40,30,2024681012141618 V , м /сРис. 103.1.4. Уточнение допускаемого контактного напряженияПроводят по п. 2.5., уточняя значения коэффициентов Z R , ZV и Z X .3.2. Расчет на контактную прочность при действии максимальной нагрузкиВедут по формулеσ H max = σ H ⋅ЗдесьTmaxМПа < [σ ]H max .Tном(44)σ H - контактное напряжение по формуле (37); Tmax и Tном - наибольший,кратковременно действующий момент, и номинальный момент соответственно.Допускаемое контактное напряжение при максимальной нагрузкепо формулам, приведенным в табл.
1.[σ ]H maxнаходят22Для нормализованных и улучшенных сталей значения предела текучестиσТ взависимости от твердости HB берут по рис. 11.Примечание. Если наибольший, кратковременно действующий момент, не известен, то подзнак радикала следует подставлять отношение Tmax / Tном , приведенное в каталоге наиспользованный электродвигатель.T,МПа40Х90 0А40457 00МН2ХsσТ40Предел текучести50 030018022 02 6030 0340 H BРис.
114. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПО НАПРЯЖЕНИЯМ ИЗГИБА4.1. Расчет на сопротивление усталостиПроводят по формуле (45) для более слабого элемента (шестерни или колеса), длякоторого отношение[σ ]Fσ/ Y FS меньше.F=Ft ⋅ K F⋅ Y FS ⋅ Y β ⋅ Y ε < [σ ]Fbw ⋅ m(45)Окружную силу Ft при максимальном длительно действующем моменте, ширинуколеса bw и нормальный модульmберут из проектного расчета (для открытой передачи п.5.) или по исходным данным.4.1.1. Коэффициент нагрузкиK F = K A ⋅ K FV ⋅ K Fβ ⋅ K Fα .(46)4.1.1.1. Коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку K A по п.3.1.3.1.234.1.1.2. Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую взацеплении назначают по табл. 8.Коэффициент K FVСтепеньточности67Твердость зубьевколесаН 2 ≤ 350 HB1_H 2 ≥ 45 НRC_Н 2 ≤ 350 HB_H 2 ≥ 45 НRC_Н 2 ≤ 350 HB1,101,0481,03H 2 ≥ 45 НRC1,011,11Н 2 ≤ 350 HB1,0491,03H 2 ≥ 45 НRC1,01Примечание.
В числителе приведеныТаблица 8Коэффициент K FV при скорости V в м/с246810__1,381,501,641,151,201,261,161,20__1,121,041,061,081,481,641,80_1,321,131,191,251,32_1,091,141,191,251,041,061,081,101,201,401,581,771,961,081,161,231,301,381,061,121,181,241,301,021,051,071,091,121,221,45___1,081,171,061,13___1,021,05значения для прямозубых, в знаменателе – длякосозубых и шевронных колес.4.1.1.3. Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки подлине контактных линийКоэффициентK Fβ - определяют по рис.
12 в зависимости от твердостиповерхностей зубьев, расположения колес относительно опор валов и коэффициентаотносительной ширины зубчатого венцаψ bd (см. п. 2.6.7.5.), которую уточняют порезультатам проектировочного расчета.Примечание. При уточненном расчёте зубчатой пары K Fβ находят по ГОСТ 21354-87 сучётом упругой линии вала, зазоров в подшипниках и жесткостей зубьев.4.1.1.4. Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки попарам зубьев0K Fα = K Hα.(47)В уточненных расчетах K Fα находят по ГОСТ 21354-87.4.1.2. Коэффициенты, учитывающие форму зуба и концентрацию напряжений, дляколес с наружным зацеплением по рис.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
