Главная  Промышленность 

0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 [ 22 ] 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37 38 39 40 41 42 43 44 45 46 47 48 49 50 51 52 53 54

Таблица 3.14. Формулы для расчета конических колес на выносливость

Проверочный расчет

Проектировочный расчет

Контактная выносливость

<[o„] (3.19-)

Выносливость при изгибе

dwm:

= у -(l J,l,„«IoP- "(3.20)

mm (3.21)

(3.22)

(3.22)

~V (I- .rl cos P„ [oJ г, (-

1 / FjfFPFl

мм (3.24)

2 мм (3.24)

См, примечание к табл. 3.13.

передачи, смазываемые консистентной смазкой, заеданию обычно не подвержены. Меры борьбы с заеданием следующие; использование специальных противозадирных масел, повышение твердости поверхности зубьев, применение геометрии зубьев, при которой достигается уменьшение скольжения профилей.

Расчет цилиндрических зубчатых передач с учетом рассмотренных выше основных видов разрушений регламентирован ГОСТ 21354-75, который принят в настоящем пособии за основу. Упрощения при выборе некоторых расчетных коэффициентов практически не влияют на точность конечных результатов.

Закрытые передачи рассчитываются на контактную выносливость рабочих поверхностей, на выносливость зубьев при изгибе, контактную прочность и прочность при изгибе.

Открытые передачи рассчитываются на выносливость и прочность зубьев при изгибе и контактную прочность.

Структура формул при проектных расчетах в пособии представлена в таком виде, что полный проверочный расчет может не проводиться.

Расчетные формулы для цилиндрических колес приведены в табл. 3.13, для конических - в табл. 3.14. В таблицах Тт и Tfi - соответственно расчетный крутящий момент на шестерне при расчете на контактную выносливость и выносливость при изгибе.

3.6.2. РЕЖИМ РАБОТЫ И РАСЧЕТНАЯ НАГРУЗКА

В зубчатых передачах при действии постоянной нагрузки и зацеплении рассчитываемой шестерни с одним колесом суммарное число циклов перемен напряжений

где п - частота вращения шестерни, 1ч- продолжительность работы передачи, ч.

мин"*;



NCt)

Рис. 3.12. Гистограмма нагружения

Крутящий момент на валу шестерни для такого режима называют номинальным.

При переменной нагрузке задается ступенчатая циклограмма нагружения (рис. 3.12), на которой по горизонтальной оси откладывается число циклов перемен напряжений, по вертикальной - крутящие моменты в порядке убывания.

Число циклов перемен напряжений за время действия момента Tj,

Vf = 60f,fnf, (3.11)

где - продолжительность действия момента Т{, ч; П{ - частота вращения (мин "*) при действии момента Ti. В случае заданной мощности на валу N (кВт) и частоты вращения п (мин~) передаваемый крутящий момент

(3.12)

7 = 9550- Ю-Н-мм.

Окружная сила на начальной окружности цилиндрических колес (мм)

(3.13)

по средней начальной окружности конических колес dxsitn

(мм)

F.-H. (3.14)

В качестве расчетного (номинального) момента при расчете на контактную и изгибную выносливость принимают наибольший из длительно действующих моментов, за время действия которого зубья испытывают не менее 5 • 10* циклов перемен напряжений (см. момент Tl на рис. 3.12). Пусковые и рабочие перегрузки в расчетах на выносливость не учитывают, так как их продолжительность невелика и они не оказывают заметного влияния на усталость. Они

используются при проверочных расчетах на статическую прочность зубьев.

Расчетная удельная окружная сила при расчете:

на контактную выносливость

Wm = gr- КшКщКш, (3.25) на выносливость при изгибе

KfoKfKfv

(3.25)

3.6.3. РАСЧЁТ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ КОЛЕС НА КОНТАКТНУЮ ВЫНОСЛИВОСТЬ

При проектировании зубчатых передач различают проектировочный и проверочный расчеты. В процессе проектировочного расчета по заданной нагрузке и известным допускаемым напряжениям определяют требуемые размеры передачи.

В случае проверочного расчета по заданной нагрузке и габаритам передачи определяют фактические напряжения в зубьях и сравнивают с допускаемыми. В курсовом проектировании основным является проектировочный расчет.

Ниже приведена последовательность определения коэффициентов, входящих в расчетные формулы 3.15...3.16 из табл. 3.13.

Коэффициент рабочей шины зубчатого венца

ibd = существенно влияет на габариты и массу

передачи.

С увеличением iji уменьшаются масса и габариты, но при этом увеличивается ширина венца и снижается точность контакта зубьев по длине, т. е. ухудшаются условия приработки. Выбор Фй зависит от жесткости элементов передачи (валов, корпусов, подшипников), твердости зубьев, схемы расположения колес относительно опор, характера нагрузки, быстроходности вала.

Рекомендуемые значения приведены

в табл. 3.15.

В косозубых колесах для повышения нагрузочной способности и-плавности работы следует соблюдать условие кратности коэффициента осевого перекрытия целому числу К (где К - 1, 2, 3):

- К fetaSnP mzjg sin Р ZitjtgP

Р -т COS Р .7г »

тогда

(3.26)

Следовательно, значение ф, принятое по табл. 3.15, окончательно уточняют по зависимости (3.26). В шевронных передачах указанную рекомендацию принимают для какого ролушев-роца.



Таблица 3.15. Ориентировочные значения *

d twjx

Твердость рабочизр поверхностей зубьев

Номер варианта

Расположение

опор относительно зубчатого венца

Нагрузка

или Н£,<:350Н£

II нв >

> 350 нв, нбг > 350нв

Фйтах

Симметричное

1,6(2,2) 1,2 (1,6)

1,0(1,3) 0.90(1.2)

Несимметричное

1,25 (l.b) 1.0 (1,3)

0,8 (1.1) 0,65 (0,9)

По одну сго-роиу зубчатого венца

0,7 0,6

0.55 0,45

Для переключающихся колес коробок скоростей

0,15...0,25

Примечания:

1. А - нагрузка, мало изменяющаяся по значению, Б - нагрузка, резко изменяющаяся по значению.

2. § скобках даны значения для шевронных передач, в которых bw - сумма значений ширины обоих полушевронов.

3. *Обычно принимают -ф = (0,7 0,9) iljjn,ax>

большие значения выбчрают для последних ступеней многоступенчатых редукторов, меньшие - для быстроходных ступеней; д.ш открытых передач значения if выбирают ближе к нижнему пределу.

15 го i/M/c

Коэффициент Кна учитывает распределение нагрузки между зубьями. Для прямозубых колес Киа= 1". для косозубых и шевронных

Рис. 3.13. Определение коэффициента К у косозубых цилиндрических колес:

цифры на кривыхстепень точвоств по гост 1643-81

передач его определяют по рис. 3.13 в зависимости от окружной скорости v и степени точности передачи.

При проектировочном расчете ориентировочная окружная скорость колес по начальному диаметру dw (для конических колес по среднему начальному диаметру dwn) определяется по зависимости

v = 0,0125 Иф\ м/с, (3.27)

где Ni- мощность на валу шестерни, кВт; «1 - частота вращения шестерни, мин С помощью найденной скорости v по табл. 3.33 разд. 3.8 «Точность зубчатых и червячных передач» определяется требуемая степень точности передачи.

Коэффициент Khv учитывает динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении. Ориентировочные значения Кн» определяются по

Таблица 3.16. Приближенные значении коэффициентов AJ, и /Ср для цилиндрических колес (в числителе для прямозубых, в знаменателе - косозубых)

В"

Значения Кц„ я Kpv при окружной скорости v, М/С

0) о

о§

ехсо

Fv ,

<. 350 > 35D

1,03/1,01 1,62/1,00

1,06/1 Д)2 1,82/1,01

1,06/1,02 1,04/1,00

1,13/1,05 1.04/1,02

1,12/1,33 1.07/1,02

1,26/1,1 1,08/1,03

1,17/1,04 1.1/1,02

1,4/1,15 1,11/1.04

1.23/1,06 1,15/1,03

1.53/1.2 1,14/1,06

1.28/1,07 1,18/1,01

1,67/1,25 1.17/1,07

< 350 >350

1,04/1,02 1,03/1,00

1,08/1,03 1,03/1,01

1,07/1,02 1,05/1,01

1,16/1,06 1,05/1,02

1.14Л.03 1,09/1,02

1,33/1,11 1,09/1,03

1,21/1,06 1,14/1,03

1,5/1,16 1,13/1,05

1,29/1.07 1,19/1,03

1,67/1,22 1.17/1,07

1,36/1.08 1,24/1,04

1,8/1,27 1,22/1,08

<.ZbO >350

1,04/1,01 1,03/1,01

1,1/1.03 1.04/1,01

1,08/1,02 1,06/1.of

1.2/1,06 1,06/1,02

1,16/1,04 1,1/1,0?

1,38/1,11 1.12/1,03

1,24/1,06 1,16/1,83

1,58/1,17 1,16/1,05

1,32/1,07 1,22/1,04

1,78/1,23 1,21/1,07

1,4/1,08 1,26/1,05

1,96/1,29 1,25/1,08

<:350 > 350

1,05/1,01 1,04/1,01

1,13П,04 1,04/1,01

1,1/1.63 1.07/1,01

1.28/1,07 1.07/1,02

1,2/1,05 1,13/1,02

1.5/1,14 1,14/1,04

1,3/1,07 1,2/1,03

1.77/1,21 1,21/1,06

1,4/1.09 1,26Д,04

1,98/1,28 1,27/1.08

1,5/1,12 1,32/1,05

Примечание. При определении /Cy„, Кр для прямозубых колес модифицированного исходного контура с фланком используется графа для предыдущей, более высокой степени точности. Так, коэффициенты для зубьев модифицированного контура 8-й степени точности определяются по графе для 7-й степени точности немодифици-рсжанных зубьев.



0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 [ 22 ] 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37 38 39 40 41 42 43 44 45 46 47 48 49 50 51 52 53 54