Курсовой проект / Дунаев П.Ф., Леликов О.П. - Конструирование узлов и деталей машин (13-е издание) (TERRA MECHANICA) - 2017

сти действие кратковременного момента

перегрузки Т= не учитывают, а фактический переменныйрежим нагружения

заменяют эквивалентным (по усталостному воздействию) постоянным ре­

жимом с номинмьным моментом Т(наибольшим изДШ1тельно действующих:

Т = Т1 = Ттах на рис. 2.2) и эквивментным числом Nв циклов нагружения. В расчетах на контактную выносливость переменность режима нагру­

жения учитывают при определении коэффициента долговечности ZN:

вместо назначенного ресурса Nk подставляют эквивалентное число цик­

лов N нв:

где

В расчетах на выносливость при изгибе для определения коэффициента

долговечности YN вместо Nk подставляют эквивалентное число циклов Nрв:

Nрв= µFNk,

где

В случае постоянной частоты вращения на всех уровнях нагрузки

(ni = п) отношение niLhi/(nLh) равноценно отношению Lhi/Lh или nц/Nk.

На основе статистического анализа нагруженности различных машин

установлено, что при всем многообразии циклограмм моментов (нагрузок)

их можно приближенно свести к нескольким типовым, если использовать при построении циклограмм относительные координаты: Ti /Ттах и "i,nцi/N1с­

Заменив ступенчатую циклограмму плавной огибающей кривой, получают графическое изображение постоянного (О) и пяти переменных типовых режимов нагружения, характерных для большинства современных машин.

Нарис. 2.3 переменные режимы обозначены: 1 - тяжелый (работа большую

Окружную скорость v, м/с, вычисляют по формуле

21tа:п1

V= -----

6·104(u±l)

Степень точности зубчатой передачи назначают по табл. 2.5.

Для редукторов категории точности 1 рекомендуется принимать сте­

пень точности цилиндрических зубчатых передач 7-6-6-С по ГОСТ

1643-81.

Уточняют предварительно найденное значение межосевого расстояния по формуле

где Ка = 450 - для прямозубых колес; Ка = 41О - для косозубых и шеврон­

ных, МПа113 ; [cr]н-вмегапаскалях; '1'ьа - коэффициентщирины, который

принимают из ряда стандартныхчисел: 0,1; 0,125; 0,16; 0,2; 0,25; 0,315; 0,4;

0,5; 0,63 в зависимости от положения колес относительно опор (рис. 2.4):

Для шевронных передач 'l'ьа = 0,4 ... 0,63; для коробок передач

'l'ьа = 0,1 ...0,2; для передач внутреннего зацепления 'l'ьа = О,2(и + 1)/(и - 1). Меньшие значения 'l'ьа - для передач с твердостью зубьев Н ~ 45 HRC.

Рис. 2.4

Коэффициент нагрузки врасчетах на контактную прочность

Кн =КнvКЩКНа.

Коэффициент Кнv учитывает внутреннюю динамику нагружения, обу­

словливаемую прежде всего ошибками шагов зацепления и погрешностями

профилей зубьев шестерни и колеса. Значения Кнv принимают по табл. 2.6,

в зависимости от степени точности передачи по нормам плавности, окруж­

ной скорости и твердости рабочих поверхностей.

Примечание. В числителе приведены значения для прямозубых, в знаменателе - для косозубых зубчатых колес.

Коэффициент Кн13 учитьmает неравномерность распределения нагруз­

ки по длине контактных линий, обусловливаемую погрешностями изго­

товления (погрешностями направления зуба) и упругими деформациями валов, подшипников. Зубья зубчатых колес могут прирабатываться: в ре­

зультате повышенного местного изнашивания распределение нагрузки

становится более равномерным. Поэтому рассматривают коэффициенты

неравномерности распределения нагрузки в начальный периодработы KZ,13

и после приработки Кн13,

Значение коэффициента Кн13 принимают по табл. 2.7, в зависимости от коэффициента о/Ьd = b2/d1, схемы передачи и твердости зубьев. Так как ширина колеса и диаметр шестерни еще не определены, значение коэф­ фициента о/Ьd вычисляют ориентировочно:

о/Ьd = 0,5\Jfьa (и ± 1).

Суммарное количество зубьев

Zs = 2awCOS Ptnin/т.

Полученное значение округляют в меньшую сторону до целого числа

и определяют действительное значение угла р наклона зуба:

р = arccos [Zsffl/(2aw)].

Для косозубых колес~= 8...20°, для шевронных - р = 25".40°.

5. Количество зубьев шестерни и колеса. Количество зубьев шестерни

Zt = Zg/( и ± 1) ~ Ztmin·

Значение z1 округляют в большую сторону до целого числа.

Для прямозубых колес zI min = 17; для косозубых и шевронных z1min = = 17cos3p. Приz1 < 17 передачувьmолняют со смещениемдля исключения

подрезания зубьев и повышения их изломной прочности. Коэффициент

смещения

Х1 = (17 - Zi)/17 ~ 0,6.

Для колеса внешнего зацеплениях2 = -х1; для колеса внутреннего за­

цепления х2 = Х1.

Количество зубьев колеса внешнего зацепления z2 = Zs - z1; внутреннего

зацепления z2 = Zs + z1•

6. Фактическое передаточноечисло иФ = z,Jz1• Фактические значения пере­

даточньrх чисел не должны отличаться от номинальньrх более чем на 3 % - для одноступенчатьrх, на 4 % - для двухступенчатьrх и на 5 % - для трех­

ступенчатых редукторов.

7. Диаметр колес (рис. 2.5). Делительные диаметры d:

Диаметры d0 и d1 окружностей вершин и впадин зубьев колес:

внешнего зацепления

внутреннего зацепления

d01= d1 + 2(1 + Х1)т;

коэффициент воспринимаемого смещения; а - делительное межосевое рас­

стояние: а= 0,5m(z2 ± z1)-

8. Размер заготовок. Чтобы получить при термической обработке при­ нятые для расчета механические характеристики материала колес, требу­

ется, чтобы размеры Dзап Сзап Sзar заготовок колес не превышали предельно допустимых значений Dпр, Sпр (см. табл. 2.1):

Значения D3 ar, C3ar, Sзar, мм, вычисляют по формулам: для цилиндри­

ческой шестерни (рис. 2.6, а) Dзаг = da + 6 мм; для конической шестерни

(рис. 2.6, б) Dзar = da + 6 мм; для колеса с выточками (рис. 2.6, в) Сзаr =

= О,5Ь2 и Sзar = 8m; для колеса без выточек (см. рис. 2.5) Sзar = Ь + 4 мм.

аб

в

Рис. 2.6

При невьmолнении неравенств изменяют материал деталей или способ

термической обработки.

9. Проверка зубьев колес по контактным напряжениям. Расчетное зна­

чение контактного напряжения

где Zcr = 9600 дляпрямозубыхиZcr = 8400 для

косозубых передач, МПа112•

Если расчетное напряжение crнменьше

допускаемого [сr]н, т. е. его значение нахо­ дится в пределах 15...20 %, или сrн больше [сr]н, т. е. составляет около 5 %, то ранее

принятые параметры передачи принимают

за окончательные. В противном случае не­

обходимо пересчитать.