Добавил:

ivanov666 Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.

Вуз:

Пермский национальный исследовательский политехнический университет

Предмет:

[НЕСОРТИРОВАННОЕ]

Файл:

книги / Расчет зубчатых и червячных передач. Цилиндрические зубчатые передачи

.pdf

Скачиваний:

Добавлен:

12.11.2023

Размер:

3.71 Mб

Скачать

☆

<<< < Предыдущая 1 2 3 4 56 / 96 7 8 9 > Следующая >>>


где ЛГА— номинальная мощность не шестерне, л					с- л, — частота
ваелен характер			0б/МШ,: '«~°4Ф«.ЧНСПТ?		котором учйш
			распределения нагрузки по ширине зубчатого
это жесткость			завнс,,г	от РОД* факторов. Основные из них
		вала, ширина колеса» расположение его но откоше-
и п - Л ч \|?	р	И Т^ Р Д0СТЬ		поверхностного слоя. Если 7\=уаг и
30 значение /Слр определяют в зависимости огг перечислен
ных факторов		по	графикам и	схемам (рис. 5.7). Цифры у кривых
этих графиков соответствуют передачам, показанным на схемах
Коэффициенты]^ и ф4о связаны зависимостью
Если 7\=Уаг			и Н В>350,	приработка зубьев происходит очень
медленно,	к	неравномерность		распределения нагрузки, возникшая

в начальный период работы передачи, сохраняется ил протяжении


почти всего времени			се	эксплуатации.			При 7\=чаг и Н В <350
приработка		зубьев происходит быстрее, однако неравномерность рас
пределения		нагрузки	при	эксплуатации			передачи остается длитель
ное время.		Поэтому	при	Т ^ у а г		н НВ < 3 5 0 ^ /0			имеет меньшее
значение,	чем при Г ^ у а г			и Н В>350. Вследствие более высокой
жесткости		тихоходных валов			по	сравнению		с	быстроходными,
КИ$ для	тихоходной		передачи		имеет меньшее			значение, чем для

быстроходной.

Наилучише условия для приработки возникают при Т^ —сопэ! н Н В < 350. Б этом случае неравномерность распределения нагрузки,

возникшая	в начальный	период,	быстро исчезает, и	принимают
равным I.	/Сл/о. — коэффициент,		которым учитывается динамическая
нагрузка,	возникающая	и зацеплении. Величина		этой* нагрузки

зависит от неточности при изготовлении зацепления (главным обра зом от погрешностей по шагу), окружной скорости, величин приве денных масс и жесткостей. Значение коэффициента динамичности нагрузки с достаточной стеяенью точности для технических расче тов может определяться но табл. 5.1 в зависимости от принятой степени точности по нормам плавности с учетом модификации го ловки зуба (фланкирование), если ока применяется.

Выбирая степень точности, следует учитывать эксплуатационные требования, которые предъявляются к рассчитываемой передаче, окружные скорости, передаваемую мощность, шумовые характери стики и др. В табл. 5.2 приводятся данные для выбора степени точности цилиндрических передач. В приближенных расчетах можно

принимать	(5,10)
7'1Д^(1 ,3 -н 1 ,5 )Г 1.

Меньшие значения — при симметричном расположении колес по отношению к опорам (приблизительно о середине пролета между опорами), большие — при несимметричном расположении колес [6],

Степень точности

	Т а б л и ц а 5.1
Злачен не коэффициента	Кн?
	Коэффициент
Степень точносш	динамической
	нагрузки К щ ,

6 — для	нефланкироппииых эубьеа			1.0
7— для фланкированных		»		1.0
7 — ДЛЯ исфлоикнроиоиных		>		1.2
В— для фланкированных		>		1.2
в — для исфланки ровенних		>	1.4
9— для нвфланкнрованшх		»		1.7
				Таблица 5.2
Данные для выбора степени точности цилиндрнчгских передач
	Характеристика		передачи
			Окружные скорости, и/с
Область применения			для прямо		для косогу.
			зубых		бых II	шев
			зубых		ронных
			передач		ронных
			передач		передач
					передач
Передачи повышен ной точности			До	16	До 30
»	точные		До	10	До	15
э	средней точности		До 6		До	30
>	пониженной точности		До 2		До 4

Допускаемые напряжения. Допускаемые контактные напряже ния Ощ> определяются по зависимости

	_ \< * Н Н т Ь ^	^
	0ыр—— ^-----К иь	{5.11)
где	8н	(табл. 5.3);
где	базовый предел контактной выносливости	(табл. 5.3);

3* — коэффициент безопасности; $„ = 1,1— при нормализации, улуч шении нлн объемной закалке (однородная структура по об^му); 5Я= 1 ,2 — при поверхностной захалке, цементации, азотировании (неоднородная структура по объему).

Для передач, выход пз строя которых связан с тяжелыми по следствиями, значения коэффициентов безопасности следует увели чивать соответственно до 5#=1,2& и 5^= 1,36; Кш. — коэффициент долговечности. Если закономерность изменения нагрузки и частоты

вращения задание	функции времени Т^=Тг(/) н н ,= я , (0 (рис. 5.4),
то	___
	^ 7 -	(5 12)

					Т а б л н ц а Б.З
Значении базового			продела	контактно!) выносливости
Термическая или		Твердость
герколимнческая		поверхностей		Группы стал»	"н Ил »’
обработка		зубм»»
Улучшение, норзш-		№ < 3 5 0			0,2НВ4-7
лнэаийя				Углеродистые
Объемная закалка				Углеродистые
Объемная закалка				и легированные	1.8НЯС4-К5
Поверхностная	за	НДС 40 -56		стали	1.7НЯС+20
Поверхностная	за	НДС 40 -56			1.7НЯС+20
калка
Ц'Скспгпиия и	за	НДС 54-65			2.3КЦС
калка				Легированные
				Легированные
ДзотироРчннге		НДС 50-65 или		стали	2НДС кяя 0,1 БНУ
ДзотироРчннге		НДС 50-65 или			2НДС кяя 0,1 БНУ
		НУ 650— 750
где N1^ — базовое		число	циклов	напряжений;	[Л/ло ^ 30-НВ1,4,

здесь НВ (кге/мм’) для болынлиства углеродистых сталей ^«о^Ю 1];

— число циклов напряжении за расчетный срок службы пере-

Я.ЛЧИ.

Зависимость <5.12} получесгея ш уравнения наклонной ветвь кривой Велера

°п |]ц |^я ““аггИгаЬ^но“ “ С*

где о /П |т — базовый предел контактной выногливрсти. Из этого уравнения

ан Лта<г//11п* \ / -#Ц—'я н

так как для контактных напряжений т=П-6в

		« Г "Н9
		Ни
При	постоянном режиме
		И п -Ш & и	(5.13)
где л, — частота вращения шестерни, об/мин;			— число зацеплений
зуба	шестерни за	один оборот шестерни (рис. 5.8); ( — расчетная
продолжительность		работы передачи эа весь ее срок службы в ча

сах (с учетом числа часов работы передачи в сутки, числа рабочих дней в году п расчетного числа лег работы передачи).

При переменном режиме Л	эквивалентное кисло циклов на
пряжений. Под эквивалентным	понимают такое число циклов на

пряжений, а течение которого максимальная, не изменяющаяся ео времени нагрузка (за исключением «пиковой») создает такой лее усталостный эффект в материале зубъее, как и фактически дейст вующая нагрузка.

Для определения МИ действительный нагрузочный график (5.9. а), представляющий собой плавную кривую, заменяется ступенчатым

графиком. При построении ступенчатого графика учитываются на грузки только одного знака, а ординаты располагаются в порядке их убывания (рис. 5.9. б). В соответствии с полученными графи ками. для общего стучал перепекиого режима, когда Т=.уаг и л=уаг, эквивалентное число циклов напряжений

* / « - - ^ ц т ? я л .

(в. и )

Ч П1

	Рис. 5,8,		Число зацеплений зуба шестерни или
			колеса за один к * оборот.
где	2	т ?п/ , ~ т ?«)г, + 7 'К г,+ . ..

/, и л1	соответствуют		7\; /в	н па соответствуюг Тя и т. д.
При	Т —уаг и	л^сопз1		л4= я а =	=/!„; 71= соп51 и л=уаг
	. ~ Т а.

Для любого режима работы передачи (постоянного или перемен ного) при №ц > Л^/0,

Если закономерность изменепня нагрузки во времени неизвестна для типовых переменных режимов Кни или Ктл с известной сте пенью точности определяют по табл. 5.4 в зависимости от трех групп режима а частоты вращения шестерни нли колеса.

			Таблица 54
Значения коэффициент©* долговечности КН1 и
Числе оборотов		Режим работы
рассчитываемого	легкий
колеса и минуту	легкий	средний	тяжелый
С	1.58	1,58	1.58
10	1.68	1,58	1.58
15	1,58	1,68	1.68
20	1.68	1,58	1.51
30	1,68	1,58	1,44
40	1,68	1.52	1.39
50	1,58	1.47	1.35
60	1,68	1.43	1,31
10	1,66	1,41	1,28
80	1,52	1,37	1.25
90	1,51	1,36	1.24
юо	1,49	1,34	1.22
150	1.41	1,29	1,15
200	1,35	1,22	1.11
300	1,28	1,16	1,05
400	1,23	1.П	1,01
500	1.19	1.0В	1,00
600	1,16	1.06	1.00
700	1,14	1.03	1.00
800	1,12	1.01	1,00
900	1,10	1.00	1.00
моо	1.08	1.00	1.00
1500	1.03	1,00	1.00
2000	1.00	1.00	1.00

К 1-й группе относят передачи работающие в так называемой

легком режиме, ко 2-й — работающие о среднем режиме, к 3-й — ра ботающие в тяжелом режиме. К одной на трех групп передачи относятся и зависимости от совокупности следующих основных фак торов:

коэффициента использования передачи в течение суток

	число часов работы .
	24	*
коэффициента использования передачи п течение года
Кг-	число дней	работы ,
	365	'
относительной продолжительности включения ПВ в %
	2<Р
П В =
	2<р+2 <„ 100»
где 2 * р— врел1я работы	передачк в	течение цикла; 2 — время
паузы в течение цикла.

				Т аб я в ц & 6.6
	Характеристика групп переменкою режим.
		Коэффициент	Коэффипнент	Относнтадьяэя
Группа	Режим работы	использования	использования	продолжнтсль-
Группа	Режим работы	в течение	в течение	гость включе
		года, Кг	суток, Кс	ния ПВ, %
1	Легки й	0,2э	0.33	15
2	СредикП	0.5	0,67	25
3	Тяжелый	0.75	0,67	40

ской теорией изгиба, в основу которой положена гипотеза плоских сеченыЛ. При этом неточности, которые вносит теория в решение рассматриваемой задачи, компенсируются введением в расчет соот ветствующего коэффициента концентрации напряжений [17].

Все величины, входящие в расчетные зависимости, выразим через параметры шестерни. Изобразим профиль зуба в крупном

масштабе (рис. 5.11), Перенесем силу Ррп в точку А	и разложим ее
на две взаимно перпендикулярные составляющие Рп	к Р&. Состав

ляющая РГ1 направлена перпендикулярно осы симметрии профиля и вызывает поперечный изгиб зуба; составляющая Р&~- вдоль оси симметрии и вызывает сжатие зуба (без учета енл трения Р/ь—Рп 1ваЬ Напряжение сжатия от силы /у, невелико, оно составляет не более 4-=-0% от напряжения изгиба. Поэтому напряжения сжатия в рас чете не учитываются, что компенсируется введением в расчет состав ляющей Г?и которая несколько больше фактической.

Выразим составляющую Рп через расчетный крутящий момент

на шестерне	20007,,
1000Г1<р	20007,,
Рп =	(5.15)
(Щ .
в кге-м;	в мм;

Для составления уравнения прочности необходимо знать поло жение опасного сечения зуба; для определения положения опасного сечения о профиль зуба вписывается профиль балки равного сопро тивления— очерченный квадратичной параболой. Эта парабола впи сывается таким образом, чтобы ее вершина совладала с точкой при ложения силы А, в ветви касались профиля зуба. Незаштриховэнное параболическое тело представляет собой балку равного сопротивления (см. рис, Б. II), а опасное сечение зуба проходит через точхл /л. п касания параболы с профилем зуба.

Практически положение опасного сечения находится следующим образом.

Через точку А	приложения игл проводится пряная	ИТ* по пересечения с профи
лей в точке Т .	Из точки Т под прямым углем к пряной ИТ Проводится прямая
Т В до пересечения с осью елпмтрив профиля 00		а точке В; из точки Т яа ось

Б7

симметрии профиля 0 0 опускается перпендикуляр ТС. Тихое построение произво

дится для ряда точек профиля зуба, например Ъ, /л и Т. д. Опасным селением тп будет лолптьсл токос сечецнс, при которой отрезок ЙС-Х примет наймет- • икс значение, т. с. Х =Х т)||

Обозначив расстояние от опасного сечения тп до точки приложения силы Р?г через к и используя классическую теорию изгиба, можно записать уравнение прочности; следующим образом

^г/А = ^ у ( т « ,

(5.16)

где у — козфф|щиснт,

которым

учтивастек

уменьшение

момента

сопротивления

вследствие износа (коэффициент износа). Он опреде

ляется

но

табл.

5.6.

Длл

того

чтобы

учесть

различие

законов

Т а б л и ц а 6.6

распределения напряжений в опас

Значаще коэффициента износа у

ном сечении

зуба

(рис.

5.11): ли

нейного, принятого в классической

Твл

Режим работы

теории изгиба, и нелинейного, фак

передачи

тического, — в

левую

часть

урав

Закрытая

Любой

нения

(5.1С) поедем теоретический

коэффициент концентраций напря

Легкий

жений у основания зуба /О , зна

СредниА

Открытая

ТяжелыА

0,8

чение

которого эариент от формы

и непрерывная ра

радиусов

переходной

кривой.

бота

0,05

Тогда

учетом (5.15)

уравнение

(5.16)

запишется

следующим

об

разом:

2000ГцЛКг

>~оа

(5.17)

4.1

т - ^ " -

Выразив

размеры

к через

шаг р с помощью соотношений

к=а1р и обозначив

П|

1 ,

_1_

Ва,«г

*а

учетом (1а1=тги р=пт, приведем уравнение;^. 17) к виду

ЯЙ0Г|'г к , -

п Ь ^ стр ,

(5.18)

*>п\

* р\

Отсюда наибольшее местное напряжение при изгибе на переход ной поверхности зуба со стороны растяжения

636,6 7 у

<0ГР1

15.19)

<<< < Предыдущая 1 2 3 4 56 / 96 7 8 9 > Следующая >>>

Соседние файлы в папке книги