Учебник Леликов и Дунаев (997277), страница 5
Текст из файла (страница 5)
колеса внугреннего зацепления .. ~а! = аг + 2(1 + х1 У)% д1 = д1 — 2(1,25 - х1)т; ,з = дг + 2(1 + хг - у)т; фр = 42 — 2(1,25 - хг)ш~ колес внутреннего зацепления: 4~= 4 + 2(1+ х1)т; лп = дъ - 2(1,25 - хг)т; ~аг = дг " 2(1 "хг - 0~2)т; ф = 4+ 2(1,25 - х )т, где х1 и хг — коэффициенты смещения у шестерни и колеса; у = -(а„— а)/т— коэффициент воспринимаемого смещения; а — делительное межосевое расстояние: а = 0,5т(сг 1 2г). 8. Размеры заготовок. Чтобы полу ппь при термической обработке принятые для расчета механические характеристики материала колес, требуется, чтобы размеры Х>,, С„„Ю, заготовок колес не превышали предельно допустимых значений Вор, Я (табл, 2.1): 11зэг ~ .Опр~ Сзаг ~ '5ор иЛИ 'сзаг 5' '5пр.
Значения З „С„„, Ю, (мм) вычисляют по формулам: для цилиндрической шестерни (рис. 2.6, а) Озаг = 4ф-6 мм; для конической шестерни (рис. 2.6, б) 22 Диаметры д, и ф окр~юеностей вергиин и впадин зубьев колес внешнего зацепления: .0 = а„+ 6 мм; для колеса с вьпочками (рис. 2.6, в) С, = 0,562 и Я = 8 гп; для колеса без выточек (рис. 2.5) 5 „= Ь2+ 4 мм. При невыполнении неравенств изменяют материал деталей или способ термической обработки. 9. Проверка зубьев колес по контактным напряжениям.
Расчетное значение контактного напря- жения Яв]в, где 2', = 9600 для прямозубых и У = 8400 для косозубых передач, МПа'~2. Если расчетное напряжение ол меньше допусРис. 2.7 каемого ~о)л в пределах 15 — 20 % или ол больше Кл в пределах 5%, то ранеее принятые параметры передачи принимают за окончательные. В противном случае необходим пересчет. 10. Силы в зацеплении (рис.
2.7): Окружная х;=2 103т1~ „. К = 4~8и/соаФ, (для стандартного угла и = 20' 180, = 0,364); осевая г = 4 БАКР. 11. Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба. Расчетное напряжение изгиба: в зубьях колеса ои = — гла 1'р г. ~ Йл ~ЬК в зубьях шестерни 40 50 4,02 3 88 63 71 3,80 3,75 Значение коэффициента У~ учитывающего угол наклона зуба в косозубой передаче, вычисляют по формуле (р в градусах): 1~ = 1 — ф/100; при условии ~~ ~ 0,7.
У, — коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев. 23 с~,г7 = оиУкп/Угу 5 Ил. Значения коэффициента Урх, учитывающего форму зуба и концентрацию напряжений, в зависимости от приведенного числа 2„=~соз'р зубьев и коэффициента смещения для внешнего заценяення принимают по табл. 2.10. Ды внутреннего зацепления: Для нрямозубых передач: Ур = 1; Ь = 1 — при степени точности 8, 9; Ь = 0,8 — при степени точности 5 — 7.
для косазубых передач У, = О,б5. Т а б л и ц а 2.10 Значения У лри коэффициенте х смещения инструмента -0,6 -о,г + О,г + 0,4 4,22 4,02 3,86 3,70 3,63 3,62 3,61 4,38 4,06 3,80 3,71 3,66 .3,61 4,37 3,98 3,80 3,71 3,62 12. Проверочный расчет на прочность зубьев прн 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 ер = Тп„„уТ, где Т= Т1 = Т~~ — 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 предохранительнйх элементов, по инерционным моментам, возникающим при внезапном торможении и т. п. Для предотвращения остаточных дг4юрмаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя контактное напряжение од „„не должно превышать допускаемое напряжение 14нвах' Ояпаах ОЫ ~х 4ер ~ ИЖнхз где оя — контактное напряжение при действии номинального момента Т.
Допускаемое напряжение ~4я принимают при: улучшении или сквозной закалке...., . цементации или контурной закалке ТВЧ . азбтйровании Интах 2~8 от1 Ии,аах = 44 ННСа,р; Ин, м 35 нкс, < 2000 мпа. Для нредотвраи1ения остаточных деформаций и хрупкого разрушения зубьев напряжение вахлак изгиба при действии пикового момента не должно превышать допускаемое [о|р, ор =орХ р <1о~р где ор — напряжение изгиба, вычисленное при расчетах на сопротивление уста- лости.
12 14 17 20 25 30 40 60 80 100 '200 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 .Проверку выполняют для зубьев шестерни и колеса в отдельности.
Допускаемое напряжение вычисляют в зависимости от вида термической обработки и возможной частоты приложения пиковой нагрузки: «а«л = аЯь 1'льва,А'„/5~, 2.1,2. РАСЧЕТ КОНИЧЕСКИХ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ 1. Диаметр внешней делятельной окружности шестерня. Предварительное значение диаметра внешней делительной окружности шестерни, мм: где Т1 — вращающий момент на шестерне (наибольший из длительно действующих), Н м; и — передаточное число. Коэффициент К в зависимости от поверхностной твердости Н~ и Л~~ зубьев шестерни и колеса соответственно имеет следующие значения: Твердость Н.......,...
Н1 < 350 НВ Нг ~350 НВ Коэффициент Х...,.... 30 Значения коэффициента Эн принимают: для прямозубых конических передач Эн= 0,85; для передач с круговыми зубьями по табл, 2.11. Таблица 211 Н1 > 45НВС Нг ~ 350 НВ 25 Н1 >45 НВС> Нг > 45НЙС> 22 Окружную скорость р, м/с на среднем делительном диаметре вычисляют по формуле (при Кь, = 0,285): т,„= л0,857Ы',тгг1/(6 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 25 где ая1 — предел выносливости при изгибе (см.
табл. 2.3); Кщ, — 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); Ц, — коэффициент влияния частоты приложения пиковой нагрузки (в случае единичных перегрузок) Фи = 1,2...1,3 — большие значения для объемной термообработки; при многократном (до 103) действии перегрузок ~„= 1; 5'„— коэффициент запаса прочности (обычно Ю,~ = 2). окружных скоростях до 5 м/с выполняют не грубее 8-й степени точности, а при ч,„= 5 — 10 м/с — не грубее 7-й, Уточняют предварительно найденное значение диаметра внешней делительной окружности шестерни, мм: Значение коэффициента Кл„внутренней динамической нагрузки для прямазубых 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 Кч„принимают степень точности 8. Для конических колес с круговыми зубьями значение Кн„принимают по табл. 2.6 как для цилиндрических косозубык колес. Коэффициент К~~ учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий. В конических передачах шестерню располагают кон- сольно. С целью повышения жесткости опор валы устанавливают на конических роликовых подшипниках.
Для конических колес: с круговыми зубьями Кл~ = 4Х~', при условии Кнр а 1,2; с прямыми зубьями Кл~ = Кл~', где Кла' — коэффициент, выбираемый по табл. 2.7 для цилиндрических зубчатых передач в зависимости от отношения ум= о/И,1, твердости зубчатых колес и расположения передачи относительно опор. Так как ширина зубчатого венца и диаметр шестерни еше не определены, значение коэффициента уы вычисляют ориентировочно: уы = 0,1 бб 4' ~. 1. 2. Конусное расстояние н ширина зубчатого венца.
Угол делительного конуса шестерни 51 = атство(1/и). Внешнее конусное расстояние Я, = 4~/(2з1пб1). Ширина зубчатого венца о = 0,285Я, 3. Модуль передачи. Внешний торцовый модуль передачи 14 А~~ Кщ ~Т~ где в, — для конических колес с прямыми зубьями; ж„— для колес с круговыми зубьями. Значение коэффициента Кр„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 Кр, принимают по табл. 2.9 как для цилиндрических косозубых колес. Коэффициент К~в учитывает неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца. Для конических передач с прямыми зубьями К~р = Кч,'„для колес с круговыми зубьями К~а ~~Хор', при условии Кр~ ~ 1,15, где Кф' = 0,18 + 0,82Кла'. 40 00 00 100 125 100 бе1 нм Рис. 2.8 00 бО % 100 125 100 ~е~,мП Рис.
2.9 КоэФфициент 9Р принимают для прямозубых колес равным 0,85, для колес с круговыми зубьями — по табл. 2.11. Вместо 1с~1 г в расчетную формулу подставляют меньшее из значений [о|р1 и Ил. Округление вычисленного значения модуля до стандартной величины можно не производить. 4. Числа зубьев: шестеРни г4 = 41/ие(ии)~ колеса ~2 = ~Ж Н1 й45НКСз Н~ ~45НКС, т к Твердость Н .. Н~ ~350НВ Н1 ~45 НКСГ Нз ~350 НВ Щ ~350 НВ 1,6 ~1' 1,3~3 Число зубьев ~1... Число зубьев колеса ~2= ~1и. Полученные значения чисел зубьев шестерни и колеса округляют до целых чисел.
Внешний окружной модуль передачи в,(т„)= = 41/~1 5. Фактическое передаточное числа иф= =~2/~ь 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 коническоцилиндрических редукторов, б. Окон иктельиые значения размеров колес (рис.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
