![](/user_photo/_userpic.png)
книги из ГПНТБ / Повышение несущей способности механического привода
..pdfдрической передачи с неподвижными осями (простой передачи), определяется по формуле [71 ]
г |
ц + 1 / |
Y A |
F P |
\ |
|
|
и |
\ |
С к р |
] |
п |
|
|
|
JKP |
|
/ п р о с т |
На основании этой формулы получена зависимость для макси мального числа зубьев центрального колеса а передачи I (см. рис. 1.23)
|
|
|
~ Р + 1 / |
YGFP |
|
|
|
|
|
|
Z(i ma |
Скр |
)планет |
|
|
||
|
|
|
|
|
|
|||
Из |
этих |
формул |
имеем |
|
|
|
|
|
|
|
г а max |
|
v |
^КР |
/ г |
|
|
|
|
г 1 т а х |
(и — 2 ) ( и + 1 ) |
/ YoFp |
\ |
|
|
|
|
|
|
|
^ |
Сцр |
) прост |
|
|
Из |
этой |
зависимости следует, |
что z a m a x |
при и = |
4ч-6 (при |
|||
р = Зч-5) значительно превышает |
z l m a x . Например, |
при ревер |
||||||
сивной нагрузке, одинаковых материалах и р = 3 имеем Z a m a x |
= |
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
г 1 т а х |
|
= 1,6. |
Следовательно, при одинаковых запасах прочности |
по |
изгибу в планетарной передаче число зубьев у наименьшего зуб чатого колеса в 1,6 раз больше, чем в простой передаче. При оди наковых числах зубьев этих зубчатых колес отношение допусти
мых нагрузок, лимитируемых изгибной и контактной |
прочностью, |
|||
в планетарной передаче на 60% больше, чем в простой |
передаче. |
|||
С этим связано еще одно преимущество |
передачи |
I по сравне |
||
нию с простой |
передачей. Обозначим |
( V z ) n p o c r |
и |
( ^ п л а н е т |
суммарный объем |
впадин всех зубчатых |
колес соответственно |
простой передачи с внешним зацеплением (см. рис. 1.1) и рассчи танной на ту же нагрузку планетарной передачи I (см. рис. 1.23). Эти величины характеризуют объем зуборезных работ и поэтому
отношение |
их позволяет |
сравнить |
простую и планетарную |
пере |
||||||
дачи по трудоемкости |
зубонарезания. |
|
|
|
|
|||||
При размерах передач, соответствующих допускаемым зна |
||||||||||
чениям kop |
и одинаковых в простой и в планетарной |
передачах |
||||||||
величинах SF упомянутое отношение определяется |
по формуле |
|||||||||
(^а)прост |
|
2 (и-[- |
1) ап |
|
(Yopphnwer |
|
|
|||
( К 2 ) п л а н е т |
й [2 (и - 1) + |
2 + ап (и - 2)] \ (YoFp)np0CT |
|
' |
|
|||||
показывающей, что суммарный объем впадин в планетарных |
пере |
|||||||||
дачах существенно меньше, |
чем в |
простых (рис. 1.26). |
|
|||||||
Переход |
к планетарным |
передачам как было отмечено |
выше, |
|||||||
может обеспечить использование более качественных |
материалов |
|||||||||
и эффективных |
термообработок. |
Возможны |
варианты, |
когда |
||||||
< ^ а р Р > п р о с т |
2, и в этом случае, |
при и = 4 |
отношение сум- |
|||||||
(У Of р)планет |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
марных объемов |
впадины достигает |
приблизительно |
5 (рис. l . zo) . |
60
Несущая способность передачи I (см. рис. 1.23) лимитируется либо прочностью зацепления, либо работоспособностью подшип ников качения. Рассмотрим вывод зависимостей, позволяющих с минимальной затратой времени определить эквивалентное число часов работы подшипников качения сателлитов и подобрать их параметры, обеспечивающие тре
буемую работоспособность. Коэффициент работоспособ
ности роликовых подшипников с достаточной точностью при ориентировочных расчетах мож но определить по формуле
• (Vz)'прост (У%)планет
Fpin/тнст
C = KDD\ |
(1.58) |
где D — |
посадочный диаметр |
|||
внешнего |
кольца |
(рис. |
1.27). |
|
Значения |
коэффициента |
Ко |
Д а ~ |
|
ны в табл. |
1.3. |
|
|
|
Допустимая |
нагрузка |
на |
||
подшипники сателлита |
|
|
||
|
CknKK |
|
|
|
К {ngH!l){3 |
\0,3 |
|
|
|
- H i p . п |
|
|||
|
|
|
(1.59) |
|
* к м ( ^ ) ° э 3 * |
нр. п |
|
|
|
|
|
U-1 ait |
|
|
|
График |
зависимости |
|
(^z)npocT |
от и. = IаН- 1 и 2 |
|||
(^2)планет |
||||
|
симметричная; |
|||
грузка |
реверсивная, |
|||
3 |
— нагрузка нереверсивная |
где kn—число подшипников сателлита; Ккм — кинематический коэффициент, равный для роликовых подшипников единице при
наружных кольцах, установленных в |
водиле (рис. |
1.27, б), |
и |
|||
1,2, если эти кольца внутри сателлита (рис. 1.27, а), |
либо |
до |
||||
рожка |
качения находится |
непосредственно внутри |
сателлита; |
|||
|
|
|
|
Т а б л и ц а |
1.3 |
|
|
|
Значения |
коэффициента KD |
|
|
|
|
Тип |
подшипника |
|
Серия |
|
|
Роликоподшипники |
радиальные |
однорядные |
Легкая |
630 |
|
|
(по |
|
|
||||
ГОСТ |
8328—57) |
|
|
Легкая— |
860 |
|
|
|
|
|
широкая |
|
|
Роликоподшипники |
конические |
однорядные |
Легкая |
900 |
|
|
(по |
1230 |
|
||||
ГОСТ |
333—59) |
|
|
Легкая— |
|
|
|
|
|
|
широкая |
|
|
61
ftgtt— |
угловая |
скорость сателлита относительно |
водила в об/мин; |
|||||
(ngHh)l'3 |
— эквивалентное |
значение |
величины |
(ngHh)0'3 |
[71]; |
|||
/ С „ р . п |
— коэффициент, |
которым |
учитывается |
неравномерность |
||||
распределения нагрузки среди подшипников сателлита. |
|
|||||||
При kn = 2 (рис. 1.27) имеем КЕр, п = |
1. Если наружные кольца |
|||||||
установлены в водиле и kn |
= 4, то при подшипниках, соответст |
|||||||
вующих классу точности В |
[9] и более высоким классам, ориенти |
|||||||
ровочно можно принять / С н |
р п = |
1,33. Значения коэффициента |
Ккач |
|||||
даны |
в работах |
[10, |
71] . |
|
|
|
|
|
1
Рис. 1.27. Способы установки подшипников сателлитов
Для дальнейших расчетов принимаем
Значения величины •&„ даны в табл. 1.4. Далее имеем
- ^ п О п ^ к а ч |
(1.60) |
|
Усилие, действующее на опоры одного сателлита, от сил в за цеплениях (см. рис. 1.23, д)
F.tap |
2T/ypQ |
(1.61) |
and-o. ц |
Учтя формулу (1.51) и заметив, что
^ о . ц — 2(Х^0 |
dwb (р + |
1) |
(1.62) |
2р |
|
||
|
|
|
получим нагрузку на опоры, соответствующую допускаемым кон тактным напряжениям в зацеплении
Р |
2^bdwb(P-l)(kop)a |
^4bPdlg(kop)a |
(1.63) |
|
tnp~~ |
р ( р + 1 ) |
р 2 — 1 |
||
|
Из равенств (1.60) и (1.63) имеем
/ « |
г,^0,3 |
( р 2 — 1) |
Кр®пКкачЬп |
(1.64) |
|
|
8<7цЬ (kop)a Кнр. п |
|
Для практических расчетов полезна формула, позволяющая определить необходимую величину коэффициента С работоспособ-
62
|
|
|
|
|
|
|
Т а б л и ц а |
1.4 |
|
|
|
|
Значения коэффициента О, |
|
|
|
|
||
Конструкция |
опор сателлита |
|
|
|
Примечание |
|
|||
Наружныекольца |
подшипников |
внутри |
0,43 |
Значение •&„ |
найдены |
||||
сателлита |
(рис. |
1.27, |
а) |
|
при |
(0,7 + |
0,73) |
dwg |
|
|
|
||||||||
Подшипники |
без наружных колец |
|
0,53 |
dH я « ( 0 , 7 - 0 , 7 3 ) |
dwg |
||||
(рис. 1.27, |
б) |
|
|
|
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|
||
Наружные кольца |
установлены в |
щеках |
1,0 |
Значения r ) n найдены |
|||||
разъемного |
водила (рис. 1.27, в) |
|
при D |
dwg |
|
|
|||
|
|
|
|
ности подшипника сателлита. Выразив |
dwg через dwb, на осно |
|
вании формул (1.59) и (1.63) имеем |
|
|
С У ^ к а ч |
^ |
2Udib(P-V(koP)a |
Р (Р + 1) |
кпКкич |
(1.65) |
|
П р и м е ч а н и е . В быстроходных планетарных передачах нагрузка опор, вызванная центробежными силами, может составить существенную часть от полезной нагрузки и даже превысить последнюю. С учетом центробежной силы
Gd ы2н
J = |
» |
, действующей |
на |
сателлит (здесь G ~- |
вес в кг вращающихся |
|
относительно |
водила частей |
сателлита, d 0 . ц |
в см, g— |
980 см/с 2 ), предыдущее |
||
равенство можно представить в |
следующем |
виде: |
|
knKK |
+ Р |
Р ( Р + 1 ) |
Используя идею автора работы [111 ] о возможности проекти ровочного расчета планетарных передач исходя из работоспособ ности подшипников качения опор сателлитов, приводим вывод формулы проектировочного расчета.
На основании формул (1.61) и |
(1.62) усилие, действующее |
на подшипники, |
|
ATHQp |
|
andwb(p-i |
') |
Заметив, что |
|
63
из |
формул (1.60) и |
(1.66) |
получим |
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
|
|
з |
Г' |
\6THQ(ngHlif/KH |
|
|
|
|
; i |
.67) |
||
|
|
р \/ |
|
|
|
|
|
||||||
|
wb |
ал |
(р + |
I) (р ~ |
if |
|
KDKknKKm |
|
|||||
|
При a>b = 0 |
имеем |
|
|
2р |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
ngH |
= |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
|
С увеличением |
твердости |
рабочих |
поверхностей |
зубьев |
и |
|||||||
уменьшением р |
падает |
величина эквивалентного времени |
h3 |
ра |
|||||||||
|
|
|
|
боты подшипников [см. рис. 1.3 и формулу |
|||||||||
|
|
|
|
(1.64)]. Если при наиболее часто приме |
|||||||||
|
|
|
|
няемой |
конструкции |
(рис. |
1.27, а) |
|
не |
||||
|
|
|
|
удается |
обеспечить |
заданную |
• долговеч |
||||||
|
|
|
|
ность подшипников, то можно воспользо |
|||||||||
|
|
|
|
ваться и вариантами на рис. 1.27, били |
в. |
||||||||
|
|
|
|
С |
переходом |
от |
варианта (рис. |
1.27, |
а) |
||||
|
|
|
|
к варианту (рис. |
1.27,6) величина Фп |
воз |
|||||||
|
|
|
|
растет на 23% |
(табл. 1.4) и, следовательно, |
||||||||
|
|
|
|
долговечность подшипников увеличивается |
|||||||||
|
|
|
|
в 1,233 '3 3 «=< 2 раза. Соответствующим |
под |
||||||||
Рис. |
1.28. Передача |
2 К — Н |
бором зазора при данных жесткости зубча |
||||||||||
того венца сателлита |
и нагрузке |
можно |
сiH <С 0 с раздвоенным
сателлитом |
(передача |
I I ) |
|
получить более равномерное распределение |
||||||||||||||
|
усилий |
среди |
тел |
качения |
и |
значительно |
||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||
повысить |
долговечность |
(см. стр. |
141). С переходом |
от варианта |
||||||||||||||
(рис. |
1.27, |
а) |
к варианту |
(рис. 1.27, в) величина ^ |
увеличивается |
|||||||||||||
в 2,33 |
раза, а долговечность |
приблизительно в 14 раз. Если число |
||||||||||||||||
подшипников |
ka |
= |
|
4, |
то |
при ЛнР.п = |
1,33 |
(см. выше) |
имеем |
|||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
/ |
2,33-2\з,зз |
|
66. |
|
|
|
|
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
\ 1,33 |
) |
' |
|
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||
|
Переход к |
варианту, |
показанному на |
рис. 1.27, в, |
связан со |
|||||||||||||
значительным усложнением водила. |
|
|
|
|
|
|||||||||||||
|
Иногда для увеличения долговечности опор целесообразно |
|||||||||||||||||
повысить |
значение |
р |
|
[см. формулу |
(1.64)]. |
|
|
|
||||||||||
|
Рассмотрим передачи 2К—И с двухвенцовыми сателлитами — |
|||||||||||||||||
передачи |
I I (рис. |
1.28). Для |
расчета |
этой |
передачи |
используются |
||||||||||||
формулы |
(1.41) — |
(1-47), |
полученные |
для |
передач, |
|
выполненных |
|||||||||||
по |
схеме |
рис. 1.16, |
б. |
|
В |
этих |
формулах |
для передачи |
I I имеем |
|||||||||
ГДе |
to6 |
= |
1 -Н |
I |
|
Z h |
|
Za |
|
Ubua- |
|
|
- |
|
|
|
||
[lab |
= |
-Т--^Г= |
za |
|
|
|
|
|
|
|
||||||||
|
|
|
|
|
|
Zf |
|
|
|
|
|
|
|
(1.41) для |
передачи I I , |
|||
|
Величину x. найденную по формуле |
|||||||||||||||||
надо |
умножить |
на |
i0Q/(io6 |
+ |
1). |
|
|
|
|
|
|
64
Из формулы (1.41) следует, что при одинаковых или близких по величине твердостях рабочих поверхностей зубьев в зацепле ниях а—g и /—Ь (рис. 1.28) можно получить существенное сни жение %, е с л и {kop)a > (kop)b. Это легко осуществить, как сле дует из формулы (1.24) и рис. 1.6, при использовании в передаче а—g зацепления Новикова.
|
Полагаем, что iba[i = 10. При этом |
i06 |
= |
0 |
uaub |
= | i"b |
\ = 9. |
||||||||||
Приняв в передаче b—/ |
угол наклона |
р = |
и |
предполагая, |
|||||||||||||
что |
za — 16-f-20, из рис. |
1.6 можно |
|
|
|
|
|
|
|
||||||||
принять |
ф Я э |
|
2,5, |
т. е |
|
|
а) |
|
|
|
5) |
|
|
||||
|
|
|
|
kH — 9 5& |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
-ь |
|
|
|||
|
|
|
|
Кор |
|
Z,,UK.op, |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
ИЛИ |
|
|
(Кр)а = |
2,5 |
(kop)b. |
|
|
|
|
|
|
-f |
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||
|
Сравним х и размеры |
зубчатых |
|
|
|
|
|
|
|
||||||||
колес (рис. 1.29, а и |
б) |
соответ |
|
|
|
|
|
|
|
||||||||
ственно |
с |
зацеплением |
Новикова |
|
|
|
|
|
|
|
|||||||
и |
прямозубым |
|
эвольвентным |
в |
|
|
|
|
|
|
|
||||||
паре |
а—g. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
|
Приняв |
q^j = |
0,6 |
и |
<7 ц а =0,75, |
|
|
|
|
|
|
|
|||||
на основании рис. 1.21 для вариан |
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||
тов |
|
а и б |
(рис. |
1.29) |
имеем соот |
|
|
|
|
|
|
|
|||||
ветственно |
иь |
= |
3,3 |
и |
иь |
= |
3,9. |
|
|
|
|
|
|
|
|||
По |
|
формулам |
|
(1.46) |
получены |
|
|
|
|
|
|
|
|||||
размеры |
этих |
передач, |
и на осно |
|
|
|
|
|
|
|
|||||||
вании формулы (1.41) с учетом |
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||
сомножителя |
г0 б/(/0 б + |
1) |
имеем |
|
|
|
|
|
|
|
|||||||
Х=0,59 для передачи (рис. 1.29, а) |
Рис. |
1.29. Сравнение размеров зуб |
|||||||||||||||
я % = 0,825 для передачи (рис. |
|||||||||||||||||
1.29, |
б). |
Эти |
значения |
% близки |
чатых |
колес |
передачи I I (см. рис. |
||||||||||
к самым малым, нанесенным на |
1.28) |
для случаев, когда пара а—g |
|||||||||||||||
осуществлена |
с зацеплением Нови |
||||||||||||||||
рис. |
1.13. |
|
|
|
|
|
|
|
кова |
(а) |
и |
с |
прямозубым |
эволь |
|||
|
Следует |
отметить, |
что |
приве |
|
|
вентным (б) |
|
|||||||||
денные |
зависимости |
|
позволяют |
|
|
|
|
|
|
|
с малой затратой времени сравнить размеры некоторых типов |
||
передач, суммарный вес зубчатых |
колес G 2 |
и разбивку передаточ |
ных отношений, обеспечивающих |
близкую |
к минимальному зна |
чению величину |
G 2 . Приведенные данные можно распространить |
||
на |
передачи |
ЗК, |
а также передачи, составленные из передач I |
(см. |
рис. 1.23 |
и |
1.13). |
5 В Н . Кудрявцев и др.
Г Л А В А 2
ИССЛЕДОВАНИЕ НЕСУЩЕЙ СПОСОБНОСТИ И К. П. Д. ПРЯМОЗУБЫХ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ С РАЗЛИЧНЫМИ ПАРАМЕТРАМИ ИСХОДНЫХ КОНТУРОВ
3. Прочность рабочих поверхностей зубьев
Для выяснения влияния параметров исходных контуров на несущую способность передач рассмотрены зацепления, соответ
ствующие |
параметрам: а = |
20°, h a |
= 1,0; а — 28°, h a = 0,9; |
||
а = |
20°, |
К = |
1,3. |
|
|
|
В передачах с а = 28° профильный угол близок к предельному |
||||
из |
условия |
незаострения |
зубьев, |
коэффициенты перекрытия |
близки к минимально допустимым значениям, коэффициенты формы в случае приложения нагрузки в вершине значительно превы шают соответствующие значения для передач со стандартным ис ходным контуром. В передачах с а = 20°; h a = 1,3 удается реали зовать коэффициент перекрытия свыше двух при относительно
малых |
числах зубьев ( z m l n == 22). Рассматриваются также пере |
дачи |
с коэффициентом перекрытия свыше трех. |
Величина крутящего момента на шестерне, допустимого из условия контактной выносливости зубьев, определяется по фор муле
Т |
bwd\uCHp^H |
(2.1) |
|
" Р 1 |
2К„ьКн(и+1) |
||
|
Коэффициент ц>н учитывает изменение нагрузочной способ ности передач с параметрами зацепления, отличными от стандарт
ного при контакте в полюсе, т. е. |
|
|
|
Ф я = ^ |
= _ ^ |
. С - ^ . - ^ , |
(2.2) |
где цн — коэффициент, |
равный |
отношению допустимых |
значе |
ний коэффициентов контактных напряжений при контакте зубьев в любой точке линии зацепления С'нр и при контакте в полюсе СНр;
66
Кна — коэффициент |
распределения нагрузки в зацеплении между |
||
одновременно работающими парами |
зубьев, |
индексы а с т — ин |
|
дексы, относящиеся |
к параметрам |
при xz = |
0 передач со стан |
дартным исходным |
контуром. |
|
|
Найдем величину момента на шестерне, допустимого из ус ловия контактной выносливости зубьев в передачах с 2 < га < 3.
Минимальное значение приведенного радиуса кривизны про филей пары зубьев / (рис. 2.1) получается при контакте в точке Ь2. Но в этом положении нагрузка при определенных условиях мо жет распределяться между тремя парами зубьев, кроме того,
участки профилей |
вблизи |
конечных |
точек |
зацепления |
|
более ин- |
|||
а) |
|
|
|
|
|
|
|
|
in |
|
|
|
|
|
1 |
|
\i a |
|
|
ь2 • |
у, |
|
|
|
|
|
1 |
||
|
9,* |
|
|
|
|
|
|
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
h |
|
|
|
h |
|
h |
I |
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
612JL |
— |
|
|
|
|
|
|
|
» 1 |
|
|
m |
IV |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
|
|
n |
1 |
V |
Рис. |
2. |
|
|
|
|
9,' |
|
|
i it |
|
|
|
||
|
|
|
|
дачах |
с |
различными |
|
значениями |
|
|
|
|
|
|
|
||||
|
|
|
h |
I |
га: a -- 1 < e a < 2; б - 2 < e a < 3 ; |
||||
|
Kh |
|
се/ о |
|
|
|
в — e a > |
3 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
тенсивно изнашиваются, что способствует выравниванию нагру зок среди нескольких пар зубьев. Поэтому менее благоприятным в отношении контактной прочности передачи является момент
выхода из зацепления |
пары |
I |
I I |
в точке Ь ± . |
|
|
Распределение нагрузки между двумя парами зубьев при перво |
||||||
начальном зазоре в паре / / получим из следующих |
соотношений: |
|||||
|
|
|
|
|
|
(2.3) |
|
|
''Ьп I ~Г~ Pbn I I , |
|
|||
откуда |
|
|
|
|
|
|
6 |
= |
Fbn |
+ |
C\\bw А/pg |
|
|
|
(Ci + |
Сц) |
|
|||
|
|
|
|
|||
Здесь |
|
|
|
|
|
|
|
|
F b n |
= |
dx |
cos a |
(2.4) |
|
|
|
|
|
2 T h |
|
67
С, и Сп — коэффициенты удельной жесткости зубьев; bw — ширина колес; б — деформация пары зубьев / ; Af^ — разность основных шагов зубьев шестерни и колеса.
Вводя обозначение С, + С и = £ С, получим
?ъп |
i = ?ьп ~ v V |
С\^1^ |
A/pai |
(2.5) |
Fbn |
II — ^Ьп^Г^ |
^T^bw^fpa- |
(2.6) |
При первоначальном зазоре в паре / имеем:
Fbn. I — Fbn |
у ^ |
^ ^ |
Afpco |
(2.7) |
Fbn n — Fbn |
y ^ + |
^ |
bwAfpa. |
(2.8) |
Из анализа несущей способности |
зубчатых передач |
с е а > 2 |
при различных схемах распределения зазоров в зацеплении полу чены следующие положения.
Если передача нагружена крутящим моментом, найденным из условия прочности пары / / при первоначальном зазоре в паре / , то при ином распределении зазоров в паре / возникают такие на пряжения, при которых расчетные коэффициенты контактных напряжений Сн в 1,2—1,7 раза превысят допускаемые значения. Перегрузки большей величины возникают в передачах с малыми числами зубьев шестерни и с относительно низкой точностью изготовления. Для участков зубьев, удаленных от полюсной линии, допустимые нагрузки можно повысить приблизительно в 1,3 раза, нужно также учитывать благоприятное влияние повы шенного износа профилей вблизи конечных точек зацепления,
уменьшающего |
разность |
основных шагов. |
|
|
|
|
||||
В связи с этим рассматривается случай, |
когда |
при |
касании |
|||||||
без нагрузки |
в |
паре / |
имеется зазор |
А / р а |
и после |
приложения |
||||
крутящего момента ТНр1 |
в паре зубьев I I возникают |
напряжения, |
||||||||
соответствующие |
допустимым |
значениям |
СНр. |
|
|
|
||||
Таким образом |
|
|
|
|
|
|
|
|||
и на основании |
формулы (2.8) |
получим |
|
|
|
|
||||
г.ц |
__ |
bwйуиСнрЧн |
|
С |
_п |
h \г |
|
|
||
Ь |
п р |
~ |
КньКн(и+l)cosan |
' ~~Си |
|
*~4"w А/, |
|
|
||
или с учетом |
(2.4) |
|
|
|
|
|
|
|
||
„ |
|
|
b£uC„®„ |
V , С |
bd, |
cos |
a |
|
(^-1 U ) |
|
1 »P |
~ |
9 ^ Ж 7 |
7 Х Т Т |
• -пГ, |
— 9 |
G I A / p a - |
||||
|
|
|
2КньКн(и+1) |
Сц |
|
|
|
|
|
68
Условие применимости |
формулы |
(2.10) |
|
|
|
|
||||
|
|
с |
F b n |
p U |
АГ |
|
|
|
|
|
|
|
|
bwC\\ |
|
|
|
|
|
|
|
ИЛИ |
|
й\иСНрци |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
> д / , pa- |
|
|
|
(2.П) |
||
|
|
КцьКн(и+ |
|
l ) c o s a C i |
|
|
|
|||
В передачах с еа |
> 3 рассмотрим случай, когда пара I V |
вышла |
||||||||
;из зацепления |
в |
точке Ьх. Несущая |
способность |
колес |
может |
|||||
определяться как |
прочностью |
пары зубьев / / , |
так |
и |
прочностью |
|||||
пары / / / . Результаты контроля погрешностей |
колес |
показывают, |
||||||||
что разность |
основных шагов |
можно |
принять одинаковой для1 |
всех пар зубьев передачи. Поэтому при касании без нагрузки пары / имеем
Рьп\ — Сфи$\ ?Ъпп |
= Cubw(б |
A / p a ) ; |
] |
|
^Ьп ш — C\ubw |
(6 |
2 A p a ) ; |
|
(2.12) |
Fbn i ~b Fbn и 4~ Fbn in — Fbn- |
|
Из уравнений (2.12):
|
б: |
|
F |
. F |
C u |
|
и — гbn |
c |
4 |
C " ( C " ' ~ C ' ) |
ft Af |
(2.13) |
i |
^-T^ |
t'w'V, |
|
Здесь S С = С, + |
C n |
- j - |
C U 1 . |
|
|
найдем |
При касании без |
нагрузки пары |
I I |
I |
|||
F bn I I I |
F bn |
С , + C i i i ( 2 C i + |
C „ ) 6 a | A |
|||
|
|
2С |
|
ра- |
||
|
|
|
|
|
|
|
Приравняв нагрузки |
Fbm |
и.F6 r a I I 1 |
их |
допустимым |
||
на основании формул (2.9), |
(2.13) и |
(2.14) |
получим |
(2.14)
значениям,
nl I |
|
^ш |
) cos a |
|
(Сш |
— |
Cj) Йш A/paJ |
|
ь " р |
~ |
КньКн(и |
Си |
|||||
|
|
|
||||||
гШ |
|
d-iUC-нрУн |
ж |
-(2C1 |
+ |
Cll)bwAf pa |
||
г b пр |
|
КньКн (и + 1) cos a |
С ш |
|||||
или |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
6 ^ 1 " С Я р Ф н |
£ С |
h^2(Cul-.Cl)Afpa; |
(2.15) |
|||
1 Hp |
= 2 / С я Ь г ( н ( " - т - 1 ) |
С и |
||||||
|
|
•2 |
|
|
|
|
|
|
^ Я р _ 2 / С я б / ? / / ( и + 1 ) " " с П Г ~ . |
2 |
( ^ i + C n j A / p a . (2.1b) |
||||||
|
|
|
|
|
|
|
GO |