П.Ф.Дунаев, О.П. Леликов-Конструирование узлов и деталей машин (947314), страница 5
Текст из файла (страница 5)
8. Размеры заготовок. Чтобы получить при термической обработке принятые для расчета механические характеристики материала колес, требуется„чтобы размеры 22, С „о, заготовок колес не превышали предельно допустимых значений Зглр, ~ !табл. 2.1): О ~вирр,' С, ~4,рили б т~4ц,.
Значения З„„, С,, б„, 1мм) вычисляют по Формулам; для цилиндрической шестерни !рис. 2.6, а) 22„, = д, = б мм; для конической шестерни (рис. 2.б, б) 22 гУег = ганг + 2(1 + хг - у)т; гУ г = гУг — 2(1,25 - хг)т; : = дг + 2(1 + хг - у)т; дуг = Ыг — 2(1,25 - хг)шг дг = дг + 2(! + хг)т; гУ = ганг - 2(1,25 - х,)т; ггепг = дг 21! хг 8~2)т! дг = дг = 2(1,25 - хг)т, .$ чют.Кугва3егй-дт.пагод.ги 2) = 2( + 6 мм; для колеса с выточками (рис. 2.6, в) С, = 0,5Ь~ и Х, = 8 т; для колеса без выточетс (Рис 2 5) ~заг = 02 + 4 мм. Прн невыполнении неравенств изменяют материал деталей илн способ термической обработки. 9.
Проверка зубьев колес по контактным напряжениям. Расчетное значение контактного напряжения го / КнТ (ие'1)' а„4~ о, иа где У = 9600 для прямозубых и .'~, = 8400 для косозубых передач, МПант. Если расчетное напряжение оя меньше допус- ° Гик 27 каемого (о)я в пределах 15 — 20 % или оя больше 1о)л в пределах 5%, то ранеее принятые параметры передачи принимают за окончательные. В противном случае необходим пересчет. 10.
Силы в зацеплении (рнс, 2.7); окружная радиальная Р„= .Ц тик/созр, (лля стандартного угла к = 20' тяк = 0,364); осевая аа = р3 ткр- 11. Проверка зубьев колес но напряженним изгиба. Расчетное напряжение изгиба: в зубьях колеса оез = — Ьезз Уг У' Я Иет ' лг р3 в зубьях шестерни оп = ою Ъзт/Ъзг я Ыее значения коэффициента гез, учитывающего форму зуба и концентрацюо напряжений, в зависимости от приведенного числа Х„= 2/соззр зубьев и коэффициента смещения для внвтинего зацепления принимают по табл.
2.10. Дая внутреннего заценлвния: 40 50 63 7! 4,02 3,$3 ЗРИ 3,75 Значение коэффициента ез учитывающего угол наклона зуба в косозубой передаче, вычисляют по формуле (р в градусах): Уе = 1 — 0/100; при условии Уг л 0,7. 1; — коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев. 23 чют.Кугва!угй-дт.пагод.ги ,Для прлмозубых передач: УО = 1; ус = 1 — при степени точности 8, 9; гв = 0,8 — при степени точности 5 — 7. Ди косозубых передач У = 0,65. Таблица 210 Значения у п и коз Фнциенте к смещения ии нта »илн», -0,2 -О,б +од + 0,4 40,6 4,22 4,02 3,86 3,70 3,63 3,62 3,61 4,38 4,06 3,80 3,7! 3,66 3,61 4,37 3,98 3,80 3,7! 3,62 12.
Проверочный расчет на прочность зубьев нрн действии пиковой нагрузки. Целью расчета является предотвращение остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя или самих зубьев при действии пикового момента Т . Действие пиковых нагрузок оценивают коэффициентом перегрузки К„,р = Т,Т, где Т= Т, = Т вЂ” максимальный из длительно действующих !номинальный) момент, по которому проводят расчеты на сопротивление усталости (см. рис, 2.2). Коэффициент перегрузки характеризует режим натруженна; его значение задают в циклограмме моментов. В типовые режимы натруженна не включены пиковые нагрузки, их указывают отдельно. Если пиковый момент Т не задан, то его значение находят с учетом специфики работы машины; по пусковому моменту электродвигателя, по предельному моменту при наличии предохранительных элементов, по инерционным моментам, возникающим при внезизном торможении и т.
и. ,Для предотвращения остаточных деформаций или хрупкого разрушенич поверхностного слоя контактное низряжение о~ не должно пренышать допускаемое напряжение !о)я аяша» оя ч Клер к аяша»~ где од — контактное низряжение при действии номинального момента Т. Допускаемое напряжение (о)нщ»к принимают при: 1а! Нма» = 2,8 ап !а!Н =44 НКС,„„. !а!Нпа»" 35НРС, < 2000 мца. улучшении или сквозной закалке . цементации или контурной закалке ТВЧ . азотироаании..................... Дзя предотвращении остаточных деформаций и хрупкого разрушения зубьев напряжение ор,„изгиба при действии пикового момента не должно превышать допускаемое 1о]д ор „= ор Клер < !о)рща», где ор — напряжение изгиба, вычисленное при расчетах на сопротивление усталости. 24 12 !4 !7 20 25 30 40 60 80 100 200 4,30 4,08 3,9! 3,80 3,70 3,62 3,60 3,59 3,Я 4,00 3,89 3,78 3,70 3,64 3,60 3,57 3,57 3,58 3,59 3,67 3,62 3,58 3,56 3,52 3,51 3,51 3,52 3,53 3,53 3,59 3,30 3,32 3,34 3,37 3,40 3,42 3,46 3,49 3,51 3,56 Уют.иугвамй-дт.пагод.ги Проверку вмполняюап для зубьев иаесп3ерни и колеса в отдельиоспэи, Допускаемое напряжение вычисляют в зависимости от вида термической обработки и возможной частоты приложения пиковой нагрузки: 1о) наа, = ояьа уььааткае'ою 2Л.2.
РАСЧЕТ КОНИЧЕСКИХ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ 1. Диаметр внешней делятельнай окружности шестерни. Предварительное значение диаметра внешней делительной окружности шестерни, мм; ~1т, «,чн ГДЕ Тэ — ВРащающий момент на шестерне 1наибольший нз длительно действующих), Н м; и — передаточное число. Коэффициент А' в зависимости от поверхностной твердости П1 и П2 зубьев шестерни и колеса соответственно имеет следующие значения; Таариооть Н........... Н~ < 35О НВ Нэ < 35О НВ Коэффициент К....., .. 30 Значения коэффициента Зя принимают: для прямозубых конических передач Зи= 0,85; для передач с круговыми зубьями по табл.
2.11. й3 > 45 НКС, йэ И43 НКС 22 Г«3 Ь 45 НКСэ па и 350 НВ 25 аблица 2.П Окружную скорость и„, м/с на среднем делнгельном диаметре вычисляют по формуле 1при таьа = 0,285): ии = л0,85Уб ',рп3~(б 10 ). Степень точности назначают в зависимости от окружной скорости. Прямозубые конические колеса применяют при окружных скоростях до 5 м2с, степень точности — не грубее 7-й. Конические зубчатые колеса с круговыми зубьями при 25 где ояьа — предел выносливости при изгибе 1см. табл. 2.3); гщ — максимально возможное значение коэффициента долговечности 1 Уи „= 4 для сталей с объемной термообработкой: нормализация, улучшение, объемная закалка; Уи = 2,5 для сталей с поверхностной обработкой: закалка ТВЧ, цементация, азотирование); Йи — коэффициент влияния частоты приложения пиковой нагрузки 1в случае единичных перегрузок) Аи = 1„2...1,3 — большие значения для объемной термообработки; при многократном (до 103) действии перегрузок Аи= 1; ои— коэффициент запаса прочности 1обььчно ~и = 2).
чют.иугвамй-гпт.пагод.ги окружных скоростях до 5 м/с выполняют не грубее 8-й степени точности, а при у = 5 — 10 м/с — не грубее 7-й. Уточняют предварительно найденное значение диаметра внешней делительной окружности шестерни, мм: Ы 1650 3 ~ Кнг ть и,зн Яй Значение коэффициента Кл„внутренней динамической нагрузки для нрямозубых конических колес выбирают по табл.
2.6, условно принимая их точность на одну степень грубее фактической: например, вместо фактической степени точности 7 для выбора коэффициента Кл„принимают степень точности 8. Для конических колес с круговыми зубьями значение Кн„принимают по табл. 2.6 как для цилиндрических косозубых колес Коэффициент Кль учитывает неравномерность распределения иатрузкн по длине контактных линий.
В конических передачах шестерню располагаюгп кон- сольно. С целью повышения жесткости опор валы устанавливают на конических роликовых подшипниках. Для конических колес; с крутовыми зубьями Клэ = Ж~ ', при условии К „> 1Д„ с прямыми зубьями Кль = Кль', где Клз' — коэффициент, выбираемый по табл. 2.7 для цилиндрических зубчатых передач в зависимости от отношения уьл= Ь/д,п твердости зубчатых колес и расположения передачи относительно опор. Так как ширина зубчатого венца и диаметр шестерни еще не определены, значение коэффициента уы вычисляют ориентировочно: у„=0,166 )Р+1. 2.
Коаусиое расстояние и ширина зубчатого венца. Угол делительного конуса шестерни 61 = ахс1811/и). Внешнее конусное расстояние Я, = Ым/(2зш61). Ширина зубчатото венца Ь = 0,285Я, 3. Модуль иередачи. Внешний торцовый модуль передачи где ю, — для конических колес с прямыми зубьями; юи — для колес с круговыми зубьями. Значение коэффициента Кр„внутренней динамической ватрузки для прямозубых конических колес выбирают по табл. 2.9, условно принимая их точность на одну степень грубее фактической. Для конических колес с круговыми зубьями значение Кр„принимают по табл.
2.9 как для цилиндрических косозубых колес. Коэффициент Крв учитывает неравномервосзь распределения напряжении у основания зубьев по ширине зубчатого венца. Для конических передач с прямыми зубьями Крв = Крв', для колес с круговыми зубьями Кьз '/Кф', при условии Кьв в 1,15, где Кьв' = 0,18 + 0,82Кльь. чют.[тугвамй-дт.пагод.ги г! 2 1 г5 гп 40 00 00 1ПП угу Мпво!,мп Рис. 24 90 60 00 100 тгу !Пп се!,Опт Рис. 29 Коэффициент ЗР принимагот для прямозубых колес равным 0,85, для колес с круговыми зубьями — по табл.
2.11. Вместо [о)п в расчетную формулу подставляют меньшее из значений [о)01 и [о) гг. Округление вычисленного значения модуля до стандартной величины можно не производить. 4. Числа зубьев: ШЕСтЕрНИ 21 = О!е1/!и (!и!е)' колеса гг = ~1и твердость и.... Число зубьев т! .. и! и 35О НВ и! > 45 НКС, Нт 5 35О НВ Нт з 350 НВ 1,6 ту' 1,341' и! 2 45НРСз 233 а 45НЙСэ Число зубьев колеса Х2 = ~1и. Полученные значения чисел зубьев шестерни и колеса округляют до целых чисел. Внешний окружной модуль передачи уп,(уп1„.)= С(е!Й1. 5.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
