Дунаев, Леликов_Конструирование узлов и деталей машин_ 2004 (968760), страница 6
Текст из файла (страница 6)
Окончательные значения размеров колес (рис. 2.10). Углы делительных конусов шестерни и колеса: с круговым зубом Н„, = Н„+ 1,64(1 + х„)гп„сон 8,; д„з — — Н,т + 1,64(1 + х„з) тисов бч. Коэффициенты х„и х„, смещения для шестерни прямозубой и косозубой принимают по табл. 2.12 и 2.13. Для передач с х, и и, отличающимися от указанных в табл. 2.12 и 2.13, значения х„и хгп принимают с округлением в ббльшую сторону.
Коэффициент смещения инструмента для колеса: хеч = — хеб х„ч = — хы. 7. Размеры заготовки колес. Для конических шестерни и колеса вычисляют размеры заготовки (мм), см. рис. 2.6: 1'~заг = с1ет + 2пте(,тпче) + 6 мм~ 3эаг = 8тпе(тпге). Рис. 2.10 Таблица 2.12 х„ при передаточном числе и 4,0 5,0 1,0 1,25 1,6 2,0 2,5 3,15 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 Таблица 2.13 т„, при передаточном числе и 1,25 1,6 2,0 4,0 5,0 1,0 2,5 3,15 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 30 12 13 14 15 16 18 20 25 30 40 12 13 14 15 16 18 20 25 30 40 0,18 0,17 0,15 0,14 0,13 0,11 0,09 0,12 0,11 0,10 0,09 0,08 0,07 0,05 0,34 0,31 0,30 0,28 0,26 0,23 0,19 0,15 0,23 0,22 0,21 0,19 0,17 0,15 0,11 0,09 0,44 0,42 0,40 0,38 0,36 0,34 0,29 0,25 0,20 0,32 0,30 0,29 0,27 0,26 0,24 0,22 0,19 0,16 0,11 0,50 0,48 0,47 0,45 0,43 0,40 0,37 0,33 0,28 0,22 0,37 0,35 0,33 0,31 0,30 0,27 0,26 0,21 0,18 0,14 0,53 0,52 0,50 0,48 0,46 0,43 0,40 0,36 0,31 0,24 0,39 0,37 0,35 0,33 0,32 0,30 0,28 0,24 0,21 0,16 0,56 0,54 0,52 0,50 0,48 0,45 0,42 0,38 О,ЗЗ 0,26 0,41 0,39 0,37 0,35 0,34 0,32 0,29 0,25 0,22 0,17 0,57 0,55 0,53 0,51 0,49 0,46 0,43 0,39 0,34 0,27 0,42 0,40 0,38 0,36 0,35 0,32 0,29 0,25 0,22 0,17 Полученные расчетом П г и Я „сравнивают с предельными размерами Ъ„р и Я„р (см.
табл. 2.1). Условия пригодности заготовок: ~заг ~ .Опр~ ааг ~ ~ар. 8. Силы в зацеплении (рис. 2.11). Окружная сила на среднем диаметре шестерни Г, = 2 10г ТДг1 „где д, = 0,8570,б Рис. 2.11 осевая сила на шестерне: пРЯмозУбой Г„= Г, ага зшбб с кРУговым зУбом Гы радиальная сила на шестерне: пРЯмозУбой Гн = Г, $8ог сов бб с кРУговым зУбом Гн Осевая сила на колесе Г,г — — Гн', радиальная сила на колесе Г„г = Гзь Коэффициенты .1, и "1, для угла 0„= 35' определяют ~арз по формулам: ~, = 0,44ьбпбг + 0,7созб~', "1, = 0,44созб, — 0,7ьбпбь он 0' ' 10 г ~. ]в]н 4 КнзКнэТг ,~г 9 — и 10. Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба.
Напряжение изгиба в зубьях колеса 272 10К К ТУ г Напряжение изгиба в зубьях шестерни онг — — онг Урн,(Угвг ]о]рк Значения коэффициентов Урвг и Угвг, учитывающих форму зуба и концентрацию напряжений, принимают по табл. 2.10 в зависимости от коэффициента смещения и приведенного числа зубьев: 31 Полученные коэффициенты 1, и 1, подставляют в формулы со своими знаками. Заклинивание зубьев не произойдет, если сила Г„направлена к основанию делительного конуса ведущей шестерни.
Поэтому выбирают направление вращения шестерни (смотреть со стороны вершины делительного конуса) и направление наклона зубьев одинаковыми: например, при ведущей шестерне с левым наклоном зуба направление вращения должно быть против движения часовой стрелки. 9. Проверка зубьев колес по контактным напряжениям. Расчетное контактное напряжение г»г = гг/(сов'(3» сов 5,); = гфсов [)»соэ5,). 11.
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„„,. 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). Проверка зубьев колес на контактную прочность при кратковременном действии пикового момента: он»»„= он ~/Кпер < [о]н Проверка зубьев колес на прочность по напряжениям изгиба при действии пикового момента: о =и К <[о] р р р«р — г ° Допускаемые напряжения [о]н и [о]г принимают по рекомендациям 2.1.1. «Расчет цилиндрических зубчатых передач», п. 12. 2.2. РАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНЫХ ПЕРЕДАЧ Исходные данные: Тг — вращающий момент на колесе, Н м; пг — частота вращения колеса, мин ', и — передаточное число; Ьь — время работы передачи (ресурс), ч. 1.
Материалы червяка и колеса. Для червяка применяют те же марки сталей, что и для зубчатых колес (см. табл. 2.1). С целью получения высоких качественных показателей передачи применяют закалку до твердости ) 45 НЕС, шлифование и полирование витков червяка. Наиболее технологичными являются эвольвентные червяки (га ), а перспективными — нелинейчатые: образованные конусом (ЯК) или тором (ХТ). Рабочие поверхности витков нелинейчатых червяков шлифуют с высокой точностью конусным или тороидным кругом. Передачи с нелинейчатыми червяками характеризует повышенная нагрузочная способность.
Термообработку улучшение с твердостью < 350 НВ применяют для передач малой мощности (до 1 кВт) и непродолжительной работы. Область применения таких передач с архимедовыми червяками (гА) сокращается. Для силовых передач следует применять эвольвентные и нелинейчатые червяки. Материалы зубчатых венцов червячных колес по мере убывания антизадирных и антифрикционных свойств и рекомендуемым для применения скоростям скольжения можно условно свести к трем группам (табл. 2.14): Группа 1 — оловянные бронзы; применяют при скорости скольжения с»е ) 5 м/с. 32 Т а б л и ц а 2.14 Примечание.
Способы отливки: ц — центробежный; к — в кокилы п — в песок (при единичном производстве). Группа П вЂ” безоловянные бронзы и латуни; применяют при скорости скольжения н,„= 2... 5 м/с. Группа П1 — мягкие серые чугуны; применяют при скорости скольжения нск < 2 м/с и в ручных приводах. Так как выбор материала для колеса связан со скоростью скольжения, то предварительно определяют ожидаемое ее значение, м/с: иск = 0,45 10 Зп и~~Т . 2.
Допускаемые напряжения. 2.1. Допускаемые контактнтяе напряжения для групп материалов: 1 группа. Допускаемое напряжение ]о]л, (МПа) при числе циклов перемены напряжений, равном 10т: [а] л, = (0,75 ... 0,9) а,. Коэффициент 0,9 — для червяков с твердыми (Н > 45 НКС) шлифованными и полированными витками, 0,75 — для червяков при твердости < 350 НВ; ов принимают по табл. 2.14.
Коэффициент долговечности К = в 10 /)Улв, при условии Кль < 1,15. тс Здесь Флв = КлвФв — эквивалентное число циклов натруженна зубьев червячного колеса за весь сРок слУжбы пеРедачи. Если ттлв > 25 10т, то пРинимают Млв — — 25 10 .
33 з дум в Суммарное число циклов перемены напряжений ФФ 60пзли (2.3) где ܄— время работы передачи, ч. При задании режима нагружения циклограммой моментов (см. рис. 2.2) коэффициент Кнн эквивалентности вычисляют по формуле е„, м/с ...... С„ ................ >8 0,80 ....
5 .... 0,95 6 0,88 7 0,83 или по формуле С„= 1,66е а~э~ Допускаемые контактные напряжения при числе циклов перемены напряжений Фь.. Жн = КньС Ын 11 группа. Допускаемые контактные напряжения ~о~ н — — Х но 25еск. Здесь [а)н, = 300 МПа для червяков с твердостью на поверхности витков > 45 НЕС; ~о)н, — — 250 МПа для червяков при твердости < 350 НВ. 111 группа. Допускаемые контактные напряжения Хн= 175 35" Таблица 2.15 где Ть пь Ьм — вращающий момент на з-й ступени нагружения, соответствующие ему частота вращения вала и продолжительность действия; Т, п — наибольший момент из длительно действующих (номинальный) и соответствующая ему частота вращения.
Значения коэффициента Кнн эквивалентности для типовых режимов нагружения (см. рис. 2.3) приведены в табл. 2.15. Коэффициент С„учитывает интенсивность изнашивания материала колеса. Его принимают в зависимости от скорости о,„скольжения: 2.2. Допускаемые напряжения изгиба вычисляют для материала зубьев червячного колеса: [о[Р ~е? [о[го ° Коэффициент долговечности К хх ~Оух Здесь Фгн = Кгн1Уь — эквивалентное число циклов нагРУжениЯ зУбьев чеР- вячного колеса за весь срок службы передачи. Если Мрн < 106, то принимают ЛГВ = 106. ЕСЛИ ХГН ) 25. 10~, тО ПрИНИМаЮт И,ж = 25 10т.
Суммарное число Дт1 циклов перемены напряжений — по (2.3). При задании режима нагружения циклограммой моментов (рис. 2.2) коэффициент Кгн эквивалентности вычисляют по формуле Значение коэффициентов Кгн эквивалентности для типовых режимов нагружения (см. рис. 2.3) приведены в табл. 2.15. Исходное допускаемое напряжение [о[~, изгиба для материалов: групп 1 и 11 ...................................... [о[кп = 0,25а + 0,08пв; группы 111 ........................................
[а[к, — — 0,22аав, где о,„— предел прочности при изгибе, МПа (обычно в 1,5... 2,2 раза больше о,). 2.3. Предельные допускаемые напряжения при проверке на максимальную статическую или единичную пиковую нагрузку для материалов: [п]н,х хх 0,8ат; [и[ пи ах = О ~ 8 от~ [с[ивах = 0,75авх [с[ Нпвах --[[ -. --. [п[н группы 1....... группы П ..... группы 1П ... = 4пт' = 2ат; = 1,65пвп' 3.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
