книги из ГПНТБ / Зиновьев, Владимир Андреевич. Детали машин учебник для немеханических специальностей высших технических учебных заведений

отличающейся от формулы (104) тем, что вместо числового коэф­ фициента 100 000 под корнем стоит коэффициент 80 000 и [т]ск вместо [т1сп.

Расчет зубьев конических колес по напряжениям изгиба Прямозубые колеса. Производя расчет модуля по среднему диа­

метру, мы должны в формулу (91) подставить пгср вместо т и ——

вместо ф = — . Полученная таким образом формула будет не­

удобной для практического использования, так как стандартные модули относятся к окружностям больших оснований начальных конусов, а не к окружностям на средних диаметрах.

Приняв во внимание это, а также то, что при расчете конической

2L sin дш 1

После подстановок в формулу (91) и несложных преобразований получаем формулу для расчета конической передачи по напряже­ ниям изгиба в следующем виде:

Косозубые колеса. На основании соображений, приведенных

выше при выводе формулы (94), формула для расчета конической

нус этого угла равен 0,99000). При малых углах р достоинства косозубой передачи по сравнению с прямозубой почти исчезают,

при больших приходится считаться с возникновением большой

осевой силы, влекущей за собой необходимость усложнения опор валов.

Осуществляя передачу двумя парами косозубых колес с равными по величине, но разными по направлению углами р, можно прини­ мать р = 40° и более, так как в таком случае осевые силы уравно­ вешиваются и опорами валов ие воспринимаются. Вместо двух пар косозубых колес передача чаще осуществляется одной парой шеврон­ ных колес. Шевронное колесо представляет собой два соединенных в одно целое косозубых колеса с разными направлениями одина­

ковых по величине углов р.

При больших углах Р коэффициенты перекрытия получаются значительно большими, чем в прямозубых передачах, благодаря чему передаточное число в шевронных передачах может быть дове­ дено до 50 при числе зубьев шестерни, равном 3.

При больших мощностях и больших окружных скоростях при­ меняются только шевронные колеса. Расчет шевронных колес про­

изводится по таким же формулам, как и косозубых.

Силы, действующие на валы в зубчатых передачах

Определение действующих на валы сил во всех передачах враща­

тельного двйжепия необходимо для расчета валов и опор для валов.

где Р — окружное усилие.

В плоскости, перпендикулярной к оси вала, эта сила разлагается

Сила, действующая на вал в осевом направлении, А — 0.

Коническая прямозубая передача. Сила Т в цилиндрической

осп вала, то слагающей в осевом направлении не получается. В кони­

ческой передаче сила Т, направленная перпендикулярно образующей

на фиг. 102, б вектором ас'. Эта сила направлена по линии зацепле­

ния и поэтому равна ——— (фиг. 102, в). Но

COS С€тт,

Фиг. 102.

Радиальное усилие выражается нафиг. 102, б вектором ab', равным

Такое выражение неудобно для практического использования, так

154 Передачи вращательного движения

Таким образом, окончательно можем написать:

Коническая косозубая передача. В цилиндрической косозубой передаче осевое усилие, равное Р tg Р, направлено вдоль образующей начального цилиндра. В конической косозубой передаче такая же сила направлена вдоль образующей начального конуса (фиг. 103).

Эта сила разлагается на силу Р tg р cos 6,

действующую в осевом направлении, и

правление в зависимости от направления

полюсных линий и направления враще­ ния, но при любом направлении, когда осевая слагающая увеличивает осевую силу, радиальная уменьшает радиальную

силу, и наоборот.

Впрямозубой конической передаче осевая сила равна

А= .Ptgasin 6.

Для косозубой передачи в эту формулу вместо tg а нужно подста-

Определяем допускаемые напряжения: для стали 45

a_t =0,25 (<тв4-ат)4-500 кГ/см? = 0,25 (5800+2900)4-500 = 2675 кГ/см2;

Men = 0,575 a_j =0,575-2675 = 1540 кГ/см2;

Наибольшие возможные числа зубьев по формулам (92), (99) и (100) равны:

для шестерни

откуда zK = 425.

Можно принять к исполнению т = 4 мм; гш = 100 : 4 = 25; zK = 25 • 4 =

= 100.

Приняв во внимание, что передача получается значительно более прочной по напряжениям изгиба, чем по напряжениям сдвига, можно уменьшить ее габа­ риты, повысив напряжения [т ]сп путем термической обработки зубьев шестерни

и колеса. При термической обработке зубьев колеса до твердости НВ 240 и ше­ стерни до твердости НВ 300, допускаемые напряжения сдвига по формуле (85) получаем равными:

для колеса [т]сп — 240 • 9,2 = 2200 кГ/см2;

для шестерни [т]сп = 300 • 9,2 = 2760 кГ/см2.

Межосевое расстояние в этом случае будет равно

Л = 23-251/(-Ц-}2 =«,5^.

Наибольшие возможные числа зубьев: для шестерни

откуда зш = 21,25 ж 21;

для колеса

откуда zK = 82,5 ж 82.

Приняв А =480 мм, получаем

с термической обработкой Ъ = 180 • 0,3 = 54 мм. Диаметры окружностей вы­ ступов и впадин определяются по известным из теории механизмов и машин фор­ мулам.

Окружная скорость при зубьях без термической обработки

оО

что лишь немного превышает указанный выше допустимый предел.

§14. ЧЕРВЯЧНАЯ ПЕРЕДАЧА

Общие сведения

Червячная передача получила широкое применение в общем и

специальном машиностроении и в точной механике. Этому способ­

ствовали следующие ее достоинства: возможность осуществления больших передаточных чисел одной червячной парой и плавность

деление тепла в зацеплении, что влечет за собой во многих случаях необходимость искусственного охлаждения, а также необходимость высокой точности изготовления колес и червяков и монтажа передачи.

Червячные передачи с очень большими передаточными числами встречаются лишь в разного рода точных приборах, где величина к. п. д. не имеет значения, в силовых же передачах передаточные числа больше 50 встречаются редко.

Виды червячной передачи можно классифицировать по следую­ щим признакам:

1) по виду профиля в продольном сечении червяка — червяки

страпецеидальным и эвольвентиым профилем;

2)по числу заходов червяка — червяки одно-, двух-, трех- и че-

тырехзаходные (большие числа заходов используются в редких

специальных случаях);

3)по угловой скорости вращения червяков — передачи быстро­ ходные и тихоходные.

Кроме этого, червячные передачи разделяются еще по виду началь­ ных поверхностей на цилиндрические и глобоидные. Глобоидные передачи начали внедряться лишь в последнее время.