Баловнев Расчет цилиндрических зубчатых передач (946529), страница 4
Текст из файла (страница 4)
13 в зависимости от эквивалентного числа зубьев24zV (17) и коэффициента смещения x . Для колес с внутренним зацеплением по рис. 14 взависимости от числа зубьев колес z и числа зубьев долбяка z0 .Коэффициент K Fβ51270 ,5 b33п р и H B 1 <3 5 0 и л и H B 2 <3 5 0КFb1 ,8141 ,651 ,44К F b п р и H B 1 > 3 5 0 и H B 2 >3 5 0121 ,834321 ,6655671 ,461 ,21 ,271 ,000 ,40 ,81 ,21 ,6yb d1 ,000 ,40 ,81 ,2yb dРис. 124.1.3. Коэффициент, учитывающий влияние угла наклона зубаYβ = 1 − ε β ⋅β1200≥ 0 ,7(48)4.1.4.
Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьевДля прямозубых передач Yε = 1 .Для косозубых и шевронных передач:приε β < 1 - Yε = 0 ,2 +0 ,8εα;(49)приε β ≥ 1 - Yε =1εα.(49а)4.1.5. Определение допускаемого напряжения при расчете на сопротивлениеусталости при изгибе.Допускаемые напряжения при расчете на сопротивление усталости при изгибеопределяют раздельно для шестерни и колеса по формуле[σ ]F=σ F lim ⋅ YNSF⋅ Yδ ⋅ YR ⋅ Y X .(50)25Коэффициент YFS для колес с внешним зацеплениемYF S4 ,4-0,4- 0,20 ,04 ,24,0x = - 0,60 ,23,80,43,63,40 ,63,20 ,81,012 14 1 7 2 0 25 3 0x = 1 ,240 5 0 608 0 10 01 20 Z VРис. 134.1.5.1.
Предел выносливости при изгибеσ F lim = σ F0 lim ⋅ YZ ⋅ Yg ⋅ Yd ⋅ Y A .4.1.5.2. Предел выносливости при изгибе(51)σ F0 lim , соответствующий базовому числу6циклов N FG = 4 ⋅ 10 берут по табл. 1.4.1.5.3. Коэффициент YZ , учитывающий способ получения заготовки: для поковок иштамповок - YZ = 1 ; проката - YZ = 0,9 ; литых заготовок - YZ = 0,8 .4.1.5.4.КоэффициентYg , учитывающий влияние шлифования переходнойповерхности зубьев: при шлифованной поверхности по табл. 1., в противном случаеYg = 1 .4.1.5.5.
Коэффициент Yd , учитывающий влияние деформационного упрочнения илиэлектрохимической обработки по табл. 1. При их отсутствииYd = 1.4.1.5.6. Коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки:26при одностороннем приложении нагрузки Y А = 1 ; при двухстороннем - Y А = 1 − γ А , гдеγ А = 0 ,35 для нормализованных и улучшенных сталей твердостью H ≤ 350 НВ ;(H > 45 HRC ) ;γ А = 0 ,25 при H > 350 НВдля азотированных зубчатых колесYА = 1 .Коэффициент YFS для колес с внутренним зацеплениемYF S- 0 ,53 ,8- 0 ,203 ,63 ,40 ,20 ,43 ,23 ,0z0= 20x = - 0 ,80 ,8x= 10 ,640YF S3,83 ,63 ,46080x = - 0,210 012 0z2z0= 3000,20 ,4x= 10,80 ,63 ,240608010 01 20z2Рис.
144.1.6. Коэффициент запаса при изгибе S F принимают по табл. 1.4.1.7. Коэффициент долговечностиYN = q F4 ⋅ 106≥ 1.N FE(52)Его максимальные значения: YN ≤ 4 при qF = 6 ; YN ≤ 2,5 при qF = 9 . При этомпоказатель степени qF для колес с однородной структурой материала, включая закаленныепри нагреве ТВЧ и со сквозной закалкой, а также зубчатых колес со шлифованной27переходной поверхностью, независимо от твердости и термообработки их зубьев qF = 6 .Для зубчатых колес с поверхностным упрочнением и нешлифованной переходнойповерхностью - qF = 9 .6Если N FE ≥ N FG = 4 ⋅ 10 , то Y N = 1 .Эквивалентное число циклов при изгибе за срок службыN FE = N Σ ⋅ µ F .(53)Здесь коэффициенты режима работы определяют аналогично п.2.5.3.3.µ F = µ 6( 9 )q∑ ni ⋅ t i ⋅ ( Ti / Tmax ) F,=∑ ni ⋅ t iпри(54)n = consttµ F = µ 6( 9 ) = ∑ itΣ T ⋅ i Tmax qF(54а),а суммарные числа циклов нагружения за период службы для шестерни N Σ 1 и колеса N Σ 2определяются по формулам (6) или (6а).4.1.8.
Коэффициент, учитывающий градиент напряженийYδ = 1 ,082 − 0 ,172 ⋅ lg m .(55)4.1.9. Коэффициент YR , учитывающий шероховатость переходной поверхности: пришлифовании и зубофрезеровании с шероховатостью не более Ra = 40 мкм YR = 1 . Дляполированных колес: цементованных, нитроцементованных, азотированных и при закалкеТВЧ по контуру с охватом впадины- YR = 1 ,05 ; улучшенных, нормализованных и присквозной закалке ТВЧ - YR = 1,2 .4.1.10. Коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колесаY X = 1,05 − 0 ,000125 ⋅ dW .(56)4.2. Расчет на прочность при действии максимальной нагрузкиВедут по формулеσ F max = σ F ⋅гдеK AS≤ [σ ]F maxKA(57)σ F -определяют по формуле (43), коэффициент K A по п.
4.1.1.1.4.2.1. Коэффициент внешней динамической нагрузки при расчетах на прочность помаксимальной нагрузкм K AS по табл. 9.28Коэффициент K ASТаблица 9Вид рабочих машин и условия их эксплуатацииK ASПриводы с асинхронными электродвигателями при пускеГлавные приводы металлорежущих станков с электродвигателямиЛебедки, строгальные и долбежные станки, скребковые транспортеры,фрикционные прессыГрузоподъемные машины:механизмы подъемамеханизмы передвиженияВентиляторы, воздуходувкиЭлектрический транспортМельницы, глиномялки, смесителиКамнедробилкиКривошипно-ползунные и эксцентриковые механизмыПрокатные станы2,5…51,5…41,5…2,51,2…21,5…41,4…1,81,6…2,51,8…2,22,0…3,51,8…32,5…4,54.2.2. Допускаемые напряжения изгиба при максимальной нагрузке[σ ]F 1 max =где0σ FStS FSt⋅ Y gSt ⋅ YdSt ⋅ Y X ,(58)0σ FSt- базовое предельное напряжение при изгибе максимальной нагрузкой по табл.
1;S FSt = 1 ,75 / YZ - коэффициент запаса прочности при вероятности неразрушения 0,99;YZ - коэффициент, учитывающий способ получения заготовки по п. 4.1.5.3.; Y gSt коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зуба: дляшлифованных колес сквозной закалки с нагревом ТВЧ - Y gSt = 1 ,1 ; цементованных -Y gSt = 1 ,05 нитроцементованных - Y gSt = 0 ,95 ; при отсутствии шлифования - Y gSt = 1 ;YdSt - коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения: при нешлифованной переходной поверхности зуба - YdSt = 0,95 ; при шлифованной и отсутствиидеформационного упрочнения - YdSt = 1 ; Y X - по формуле (56).5. ПРОЕКТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЕТ НА СОПРОТИВЛЕНИЕ УСТАЛОСТИ ПРИИЗГИБЕ ЗУБАПроводится для открытых передач, а также закрытых, при весьма ограниченномсроке службы.Нормальный модуль находят из выражения29m = Km ⋅T2 ⋅ K Fβ ⋅ YFS 1u ⋅ z12 ⋅ ψ bd ⋅ [σ ]F 1,(59)и округляют до стандартного по табл.
5.Здесь K m = 14 - для прямозубых, K m = 12 ,5 - косозубых приεβ ≤ 1, иK m = 11,2 при ε β > 1 и для шевронных передач; T2 - наибольший момент на колесе вН.м, длительность действия которого за срок службы больше или равнаи50000 циклов;K Fβ - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длинеконтактных линий, – по рис.
12; z1 - число зубьев шестерни – выбирают возможноменьшим, но исключающим подрезание (целесообразно применение колес со смещением);YFS - коэффициент, учитывающий форму зубьев и концентрацию напряжений, берут порис. 13 или 14;ψ bd - коэффициент ширины, выбирают в зависимости от точностиизготовления по п. 2.3.;[σ ]F 1- допускаемое напряжение изгиба для шестерни –устанавливают по п. 4.1.5.6.
ОСОБЕННОСТИ РАСЧЕТА НЕКОТОРЫХ ПЕРЕДАЧ6.1. Шевронные передачиВ шевронных передачах расчетная ширина bw относится к полушеврону. Поэтому вформулу (9) вводят момент T2 / 2 , а значениеψ bd выбирают по п. 2.3. ближе к нижнейгранице рекомендуемого интервала.Силы в зацеплении определяют также для полушеврона по моменту T2 / 2 .6.2.
Передачи многопоточных редукторов.В редукторах с раздвоением быстроходной ступени (рис.15а), тихоходной ступени(рис.15,б), двухпоточных соосных (15,в) и планетарных (рис.15,г) расчетная ширина bwотносится к колесам одного потока.Поэтому в расчетную формулу (9), если выравнивание нагрузки по потокампроизводится плавающим элементом - плавающим валом, плавающей шестерней илиплавающим венцом - вводят момент T2 / zn , где z n - число потоков мощности. Есливыравнивание нагрузки производится муфтами предельного момента, рассчитанными намомент K ⋅ T1 / z n (где K = 1 ,1...1 ,2 - коэффициент запаса сцепления муфты), то взависимость (9) вводят расчетный момент муфты, умноженный на передаточное число uрассчитываемой зубчатой пары.30Схемы многопоточных редукторовbwbwbwbwbw 1а)б)в)г)bw 2Рис.15Силы взацеплении определяют соответственнопо моментуT2 / znилиK ⋅ T1 ⋅ u / zn .
В формулы (37) и (45) вводят соответствующие этим моментам окружныесилы.Следует иметь ввиду, что число зацеплений nзац для шестерен редукторов рис. 15в ирис. 15г не равно единице.6.3. Передачи с заданным межосевым расстояниемПроектный расчет ведут в следующем порядке.6.3.1. Устанавливают геометрические размеры передачи по п.п. 2.6.3.1., 2.6.5.,2.6.7.4. и коэффициент торцового перекрытия по п. 2.6.8.6.3.2. Определяют окружную скорость V по п.2.8.1.6.3.3. По п.п.
2.1. и 2.2. выбирают материал, устанавливают вид термообработки итвердость поверхности зубьев, выбирают степень точности.6.3.4. Устанавливают расчетные коэффициенты: Z H - по п. 3.I.I.; Zε - по формуле(40а);K H - по п. 3.1.3., задаваясь коэффициентом, учитывающим неравномерностьраспределения нагрузки по длине контактных линий по рис.1 в пределах K Hβ = 1 ,1...1 ,3и коэффициентом, учитывающим распределение нагрузки по парам зубьев K Hα = 1,0 .316.3.5.
Устанавливают допускаемые напряжения[σ ]Нпо п. 2.5. и окружную силу Ftпо п. 2.8.2.6.3.6. Определяют необходимую ширину колеса по выражению 190 ⋅ Z H ⋅ Z Σbw = [σ ]H2 u ± 1 Ft ⋅ K H ⋅.⋅udw1(60)6.3.7. По формуле (22) находят коэффициент осевого перекрытиякорректируют ширину зубчатого венца bw или угол наклона зубаε β .
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
