Дунаев, Леликов_Конструирование узлов и деталей машин_ 2004 (968760), страница 5
Текст из файла (страница 5)
2.5) Я„г = 5 + 4 мм. При невыполнении неравенств изменяют материал деталей или способ термической обработки. 9. Проверка зубьев колес по контактным напряжениям. Расчетное значение контактного напряжения Кн Т ( и ~ 1)з <]о]л 5~и где Я, = 9600 для прямозубых и Я, = 8400 для косозубых передач, МПач7з. Если расчетное напряжение он меньше допускаемого ]о] л в пределах 15 ... 20 % или сл больше ]о]л в пределах 5 %, то ранее принятые параметры передачи принимают за окончательные. В противном случае необходим пересчет. 10. Силы в зацеплении (рис. 2.7): окружная Рг = 2, 10зТд~г1,.
радиальная р, = р, 18 сг/соз Д (для стандартного угла са = 20' 18са = 0,364); осевая 11. Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба. Расчетное напряжение изгиба: в зубьях колеса ~Л огг = — 1гзг~зУ ~Игг' Ьгт в зубьях шестерни огт =огг1гзт/~ гзг ~Ил. Значения коэффициента Угз, учитывающего Аг форму зуба и концентрацию напряжений, в за- Ф висимости от приведенного числа г„= г/сонэ д зубьев и коэффициента смещения для внешнего зацепления принимают по табл.
2.10. Для внутреннего зацепления: в.+- Рис. 2.7 г ................................................,.... 40 50 63 71 Угз ................................................ 4,02 3,88 3,80 3,75 Значение коэффициента Уз, учитывающего угол наклона зуба в косозубой передаче, вычисляют по формуле 1р в градусах): Уз — — 1 — ~3/100; при условии Уз > 0,7. У, — коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев. Для прямозубыхпередач: Уз = 1; У, = 1 — при степени точности 8,9; У, = 0,8— при степени точности 5...
7. Для косозубых передач У, = 0,65. 12. Проверочный расчет на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки. Целью расчета является предотвращение остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя или самих зубьев при действии пикового момента Т„и„. Действие пиковых нагрузок оценивают коэффициентом перегруз- Таблица 2.10 Значения Утэ нри коэффициенте к смещения инструмента э или и -О,г -0,6 +О,г +0,6 4,37 3,98 3,80 3,71 3,62 25 12 14 17 20 25 30 40 60 80 100 200 4,38 4,06 3,80 3,71 3,66 3,61 4,22 4,02 3,86 3,70 3,63 3,62 3,61 4,30 4,08 3,91 3,80 3,70 3,62 3,60 3,59 3,59 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 ки 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 нагружения; его значение задают в циклограмме моментов. В типовые режимы нагружения 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 внезапном торможении и т.п. Для предотвращения остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя контактное напряжение он не должно превышать допускаемое напряжение [о]„ о =о /К <[о] кти8х нч а Р— ' ]яшах' где он — контактное напряжение при действии номинального момента Т. Допускаемое напряжение [о]л принимают при: улучшении илн сквозной закалке ...........................
[е]к = 2,8 о.;, цементации илн контурной закалке ТВЧ ............. [е] к,„— — 44 НВС,р, азотировании . .. [о]л т 35 ННС, < 2000 МПа. Для предотвращения остаточных деформаций и хрупкого разрушения зубьев напряжение ог изгиба при действии пикового момента не должно превышать допускаемое [о] г ог „„= ог Кпер < [о]г„, где ог — напряжение изгиба, вычисленное при расчетах на сопротивление усталости.
Проверку выполняют для зубьев шестерни и колеса в отдельности. Допускаемое напряжение вычисляют в зависимости от вида термической обработки и возможной частоты приложения пиковой нагрузки: [о]г = ока Ул 1' г/У ь где ока — предел выносливости при изгибе (см. табл. 2.3); Ун — максимально возможное значение коэффициента долговечности ( Ун — — 4 для сталей с объемной термообработкой: нормализация, улучшение, объемная закалка; Ун — — 2,5 для сталей с поверхностной обработкой: закалка ТВЧ, цементация, азотирование); йи — коэффициент влияния частоты приложения пиковой нагрузки (в случае единичных перегрузок йп = 1,2...
1,3 — ббльшие значения для объемной термообработки; при многократном ( 10з) действии перегрузок йи = 1), Яи — коэффициент запаса прочности (обычно Яи = 1,75). 2.1.2. Расчет конических зубчатых передач 1. Диаметр внешней делительной окружности шестерни. Предварительное значение диаметра внешней делительной окружности шестерни, мм: 26 где Т, — вращающий момент на шестерне (наибольший из длительно действующих), Н м; и — передаточное число. Коэффициент К в зависимости от поверхностной твердости Н, и Нт зубьев шестерни и колеса соответственно имеет следующие значения: ТаердостьН................
Н1 < 350 НВ Н, > 45 ННС Н1 > 45 ННС Не < 350 НВ Не < 350 НВ Н2 > 45 НВС Коэффициент К ........ 30 25 22 Значения коэффициента бн принимают: для прямозубых конических передач Фн — — 0,85; для передач с круговыми зубьями по табл. 2.11. Окружную скорость о м/с, на среднем делительном диаметре вычисляют по формуле (при К„= 0,285): о = к0,85711н1пт/(б 10 ). Степень точности назначают в зависимости от окружной скорости. Прямозубые конические колеса применяют при окружных скоростях до 5 м/с, степень точности — не грубее 7-й.
Конические зубчатые колеса с круговыми зубьями при окружных скоростях до 5 м/с выполняют не грубее 8-й степени точности, а при о = 5...10 м/с — не грубее 7-й. Уточняют предварительно найденное значение диаметра внешней делительной окружности шестерни, мм: И =1б50 з К Кнт абн Ин Значение коэффициента Кн„внутренней динамической нагрузки для прямозубыт 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 Кн„принимают степень точности 8. Для кони- Таблица 2.11 27 ческих колес с круговыми зубьями значение Кн„принимают по табл.
2.6 как для цилиндрических косозубых колес. Коэффициент Клз учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий. В конических передачах шестерню располагают консольно. С целью повышения жесткости опор валы устанавливают на конических роликовых подшипниках. Для конических колес с круговыми зубьями К = ~К~~, при условии Кнз > 1,2; с прямыми зубьями К = Кнз, где Кф — коэффициент, выбираемый по табл. 2.7 для цилиндрических зубчатых передач в зависимости от отношения $м = 5/На, твердости зубчатых колес и расположения передачи относительно опор. Так как ширина зубчатого венца и диаметр шестерни еще не определены, значение коэффициента $мвычисляют ориентировочно: Ф,„= 0,166 /иг + 1.
2. Конусное расстояние и ширина зубчатого венца. Угол делительного конуса шестерни 5, = агс~8 (1/и). Внешнее конусное расстояние Я, = Ыа/(2з1п 5~). Ширина зубчатого венца 5 = 0,285Л,. 3. Модуль передачи. Внешний торцовый модуль передачи 14К„К Т, т,(т )> е ° и — л56 [„) где т, — для конических колес с прямыми зубьями; т„— для колес с круговыми зубьями. Значение коэффициента К~„внутренней динамической нагрузки 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 Кг„принимают по табл. 2.9 как для цилиндрических косозубых колес. Коэффициент Кгз учитывает неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца. Дла конических пеРедач с пРЯмыми зУбьЯми Крз = К~ге, длЯ колес с кРУговыми зубьями К = ~К',з, при условии К >1,15, где К~~ = 0 18 + 0 82Кно~ Коэффициент 6г принимают для прямозубых колес равным 0,85, для колес с круговыми зубьями — по табл. 2.11. 28 г, Ф г, 25 25 20 20 15 15 1О 1О 40 60 80 100 125 160 Иа, мм 40 60 80 100 125 160 а',ь мм Рнс.
2.8 Рнс. 2.9 Вместо [о]кв расчетную формулу подставляют меньшее из значений [о] гг и [о] гг. Округление вычисленного значения модуля до стандартной величины можно не производить. 4. Числа зубьев: шестерни «1 —— и„/т,(тм); колеса «2 = «,и. Полученные значения округляют в ближайшую сторону до целого числа. На практике применяют также и другой метод определения чисел зубьев и модуля колес. Выбирают предварительное значение числа зубьев шестерни г,' в зависимости от ее диаметра Н„и передаточного числа и по одному из графиков, построенных для прямозубых конических колес (рис. 2.8) и колес с круговыми зубьями (рис.
2.9) при твердости зубьев колеса и шестерни > 45 НКС. Уточняют «, с учетом твердостей зубьев шестерни и колеса: Н, > 45 ННС Н,<350НВ 1,3 г, 81 — — агс18 (1/иф); 52 — — 90' — 51. Делительные диаметры колес: прямозубых г~е1 те«1~ 4ег те«2 С КРУГОВЫМ ЗубОМ Нег = тге«1, 'Нег = тге«2. Внешние диаметры колес: прямозубых Н„1 — — Н„+ 2(1+ ха)т,сов 5,; д„г = Ы,г + 2(1 + хег)т,соз 52, 29 ТвердостьН............,.........Н, < 350 НВ Н, > 45 НЕС Нг < 350 НВ Нг > 45 ННС Число зубьев г, .................
1,6 г,' гг Число зубьев колеса «2 = «1и. Полученные значения чисел зубьев шестерни и колеса округляют до целых чисел. Внешний окружной модуль передачи т,(т„) = Н„/«1. 5. Фактическое передаточное число иф —— «2/«1. Полученное значение иф не должно отличаться от заданного более чем на: 3 % — для конических редукторов, 4 % — для двухступенчатых коническо-цилиндрических редукторов, 5 %— для трех- и более ступенчатых коническо-цилиндрических редукторов. 6.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
