книги / Расчет зубчатых и червячных передач. Цилиндрические зубчатые передачи
.pdfТ ак как Ьа, |
113 (5.19) |
получим |
|
|
|||
|
|
т=-3,6 |
/ |
УшГп |
Г1Р |
(5.20) |
|
|
|
I.® | |
г«+ип**»Р| |
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
В (5.19) п (&.2П) Т|р — расчет!1ыП |
крутящий момент на |
шестерне, |
|||||
кгс-м; |
арг и <глч —соответственно расчетное и допускаемое напря |
||||||
жение, |
кгс/мм*; Л1— модуль, мм; |
— рабочая ширина колеса, яш; |
|||||
Уя — коэффициент, |
которым |
учитывается перекрытие зубьев (для |
|||||
прямозубых колес У* ^1); У/ч ^-коэффициент формы зуба |
шестерни. |
||||||
В общем случае для внешнего зацепления при различных значе |
|||||||
ниях коэффициента |
смещения |
х коэффициент ||юрмы зуба У* для |
шестерни или колеса Уг является функцией числа зубьев экви валентного колеса и определяется ло графику рис. 5.12. В прямо зубых колесах эквивалентное число зубьев га равно фактическому числу зубьео г. Для внутреннего зацепления
|
|
|
|
__ |
. |
|
|
(5.21) |
|
|
|
|
|
<*о+20) * |
|
|
|||
Расчетная нагрузки |
|
|
|
||||||
|
|
|
|
|
|
||||
|
|
|
Р’м ^ / Ь р К л . |
|
|
(5.22) |
|||
Физический смысл величин, |
входящих |
в (5.22), и |
методика их |
||||||
определения |
в основном |
такие |
же, |
как |
и в контактной задаче. |
||||
Различие состоит только |
в том, |
что |
ДОр |
при Т, = уаг |
и |
НВ=^Д50 |
|||
определяются |
по |
номограммам, |
графикам |
п схемам |
(рис. 5.13). |
||||
Приближенно |
|
можно определять по зависимости (5.10). |
|||||||
Допускаемое папряженнс изгиба |
|
|
|
|
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
(5.23) |
Здесь |
О/? пп»* — базовый предел выносливости зубьев по напряжению |
||||||||
изгиба |
(значения |
бР[[тЬ определяют |
экспериментально |
на зубча |
тых колесах; рекомендации, выработанные на базе таких экс
периментальных исследовании, приведены |
в табл. 5.7); $р — коэф |
||||||||||
фициент |
безопасности (этим |
коэффициентом |
учитываются |
особен |
|||||||
ности |
структуры |
материала |
и |
степень |
ответственности |
переда |
|||||
чи); |
|
1,7-4-2,2 — меньшие |
|
значения принимают |
для поковок, |
||||||
ббльшне— для |
литых заготовок; Кгс —коэффициент, |
которым учи |
|||||||||
тывается |
влияние |
двустороннего |
приложения |
нагрузки (/Срс = 1— |
|||||||
для |
зубьев, |
работающих |
одной |
стороной, |
Кгс*= 0.7-+-0,8 — для |
||||||
зубьев, |
работающих двумя |
сторонами); Кн. — коэффициент |
долго |
вечности.
При НВ<360, а также для зубчатых колес со шлифованной переходной поверхностью зубьев (1)
61
Т а б л и ц а 5.7 Значения базового прадеда изжбиоИ выносливости
Термическая или термохкик* ческая обра ботка
Нормализация,
улучшение
Объемная за калил
Закалиа т. в. ч.
по несиу кон туру
Закалка т. в. ч. скьозная с охо4тои впадинм
Твердость зубьев |
Группы к марки |
|
|
|
|
а Р1\тЬ • |
|
|
|
сталей |
|
па Поверхности |
а середине |
кге/ыы1 |
|
|
|
||
НВ 160—350 |
40,45, 4ОХ.40ХН |
0 ,16НВ |
|
|
|
ОДН.45ХЦ, 35ХЛ1 |
|
НДС 45—55 |
40ХГ4ШГ, 35ХМ |
50-60 |
|
НДС 56-53 |
НЯСс 27-35 |
55ПП, У6, |
90 |
НДС 45-55 |
|
35ХМ, ЧОХ, 40ХН |
65 |
НДС |
45-55 |
40Х, 35ХМ, 40ХН |
55 |
Азотирование |
НУ 700-95В |
3&Х2Ю, 38Х2М10А, Гзндсй^б |
|||
|
|
|
НУ 500-700 |
ЧОХ, 40ХФД. |
|
|
|
|
|
40Х2НМЛ |
|
Цементация |
с |
|
|
|
|
автоматическим, |
|
|
85—95 |
||
регулированием |
НДС 57-62 |
Легированные |
|||
пронесся |
|
|
|||
|
|
|
|
||
Цементации |
|
|
НКОс 25-40 |
75—ВО |
|
Ннтропемента- |
|
25ХГМ |
100 |
||
1111Я с |
оитдмптл- |
|
25ХГТ, Э0ХГТ, |
75 |
|
ческии |
регудн- |
НДС 56—63 |
35Х |
|
|
роилпнем |
про |
|
|
||
несед |
|
|
|
|
|
Нтродаценгацнт |
|
23ХГТ, ЗОХГТ, 35Х| |
70 |
При НВ>350 н нешлифованной переходной поверхностью (II)
К « = |/ ^ Г - . |
<5 25) |
где N^0 — базовое число циклов напряжений. Для большинства углеродистых сталей
№ ■ -4-10'.
Для постоянлото режима нагрузки эквивалентное число циклов
или ряжений |
ЛГ/- определяется |
по формуле |
(5.13); |
для переменпого — |
по формуле |
(5.14). При атом |
в формуле |
(6Д4) |
вместо показателя |
степени 3 в случае (1) подставляется показатель степени 6, а в случае
(II) показатель степени 9. Для |
любого режима |
работы передачи |
(постоянного или переменного), |
при |
Если эако- |
63
иомерностъ изменения нагрузки во времени неизвестна, для типовых гтереме!Iнмх режимов Кги или К щ с известной степенью точности определяют па табл. 5.4.]
5.3. Расчет зубьев ля прочность при воздействии пиковой (максимальной) нагрузки
При расчете зубьев на выиаслшюсть кратковременно действующие пиковые нагрузки продолжительностью не более чем 3 с, которые за весь срок службы передачи вызывают суммарное число циклов напряжений в зубьях, не превышающее 5 1СНГ не принимались во внимание, поскольку они не оказывают заметного влияния на уста лостные явления в материале зубьев. Однако под воздействием этих нагрузок возможны пластическая деформация от контактных напря жений и хрупкое разрушение от напряжений изгиба. Чтобы этих явлений не наблюдалось, пиковые контактные напряжения и напря жения изгиба не должны выходить за пределы допускаемой вели чины, т. е. должны выполняться следующие соотношения:
|
Ццм\ = о ‘я I у |
г, |
|
<5.26) |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
] |
/ |
< 0 » Р М 2 , |
| |
|
|
• |
1 2Н |
I |
|
|
_ |
„ |
ТММ . |
|
|
|
0>л«1 = В р\ —--- * |
|
|||
|
|
|
т \р |
|
<5.27) |
|
&РЛ12 =Ор2 Г2Ц2< &ГРМ11 |
||||
|
|
||||
|
|
|
• |
|
|
где 7*|я; |
Т 2ц \ Т 2Р — расчетная |
нагрузка, принятая при расчете |
на выносливость соответственно на шестерне и колесе; Тщ, Т2м — пи
ковая |
нагрузка соответственно на шестерне и на колесе; <гш ; ст^,; о^2; |
||||||
а?р — напряжения, полученные при расчете па выносливость; |
о^*п ; |
||||||
<^ли; |
<*нм21 |
орм*— расчетные ликовые |
напряжения, |
т. е. напряже |
|||
ния, |
соответствующие |
пиковой нагрузке; |
<гнрлп\ |
о?р м \\ |
&нрм2г |
||
&ррм2 — допускаемые пиковые напряжения. |
|
|
|
||||
Г1 рл нормализации, |
улучшении или объемной закалке |
|
|||||
|
|
|
&НРМ=*2,8 (ТТ |
|
|
|
|
(а7 —‘предел |
текучести |
материала). |
При |
цементации зубьев и |
|||
закалке т. в. |
ч. |
|
|
|
|
|
‘сгллл1=4НЦС.
При азотировании зубьев
*нгы = 0,30НУ;
0/*рл)~О.8от при НЕ) <350; ярли—0,6ов при НВ >350
(<г_ — предел прочности материала). Соотношения между твердостями НКС, НУ и НВ приведено на стр. 33. В расчете зубьев на проч* цосгь при воздействии пиковой нагрузки обычно ограничиваются проверкой прочности зубьев шестерни. Зависимости (5.26) и (5.27) остаются без изменения для леек видов передач зацеплением.
Глава шестая
ЦИЛИНДРИЧЕСКИЕ зу бч аты е кол еса
скосыми И ШЕВРОННЫМИ ЗУБЬЯМИ
6.1.Цилиндрические зубчатые колеся с косыми зубьями
иих расчет
Вотличле от прямозубых цилиндрических колес, у которых зубья располагаются параллельно осп вращения, и косоэубых коле сах зубья располагаются по шштовым линиям. При этом если о прямозубых колесах зубья входят в зацепление мгновенно по всей
1*ис. €.1. Осевая сила о косозубых каткая.
длине, ю в косозубых колесах посте пенно. Благодаря этому при одинаковых неточностях в зацеплении косазубыо ко леса работают более плавно, чем прямо зубые. Кроме того, косозубые колеса по сравнению с прямозубыми обладают большей нагрузочной способностью как по контактным напряжениям, так и по напряжениям изгиба.
Наряду с указанными достоинствами косозубые колеса имеют серьезный недо статок, который состоит в следующем. В результате винтового расположении зубьев возникает оревая сила Га (рис. 6.1)
где р — угол |
наклона зуба к осп вращении на делительном цилилд* |
||
ре. Величина |
этой осевой составляющей, так |
же как |
плавность |
работы п нагрузочная способность передачи, |
зависит |
от угла на |
клона зубьев р. С увеличен нем угла наклона повышается плавность работы и нагрузочная способность передачи, ко увеличивается осе вая сила /*д, При больших значениях осевой силы Га приходится предусматривать сложные конструкции опорных-узлов, которые вос
принимали бы эти силы. При этом конструкция передач |
значитель |
||
но усложняется. |
ГОСТ 2185 — 55 |
для косоэубых колес предусмат |
|
ривался угол пахлона р= 8 — 150, |
При таких значениях этого угла |
||
обеспечивается, |
с одной стороны, |
достаточно высокая |
плавность |
работы и нагрузочная способность передачи! с другой — небольшая осевая составляющая Ра, для восприятия которой нс требуется предусматривать опоры сложной конструкция. Новым ГОСТ 2185—
66
66 угол наклона Р нс регламентируется. |
Если нет необходимости |
б дальнейшем увеличении плавности и |
нагрузочной способности |
косозубых передач, то при выборе р можно использовать рекоменда ции старого ГОСТа.
13косозубых колесах различают (рис. 6.2):
1)шаг нормальный ря, измеренный в плоскости, нормальной к
линии зуба |
л — я, и соответствующий ему модуль |
нормальный /пд; |
2) шаг |
окружной р,щ измеренный к плоскости, |
перпендикуляр |
ной к оси вращения колеса, и соответствующий ему модуль окруж
ной тг Модуль |
нормальный та является |
|
||||
модулем расчетным и чаще всего стандарт |
|
|||||
ным. Из |
А |
1—2—3 (рис. 6.2) |
|
|
||
|
|
|
Р.=Л «о М. |
|
|
|
соответственно |
|
|
|
|||
|
|
|
тяш*тЛсоз р. |
|
|
|
Делительный диаметр |
|
|
||||
|
|
|
|
«Ир |
|
|
Получение основных расчетных зави |
|
|||||
симостей. |
Расчет |
косозубого колеса |
сво |
Рис. 6.3. К определению нор |
||
дится |
к |
расчету |
прямозубого эквивалент |
мального н окружного ша |
||
ного |
колеса, |
расчетные зависимости |
для |
гов в кОСозубых колес ад. |
||
|
которого были получены ранее. При этом профиль зуба эквивалентного прямозубого колеса должен соответство
вать профилю зуба косозубого колеса в его нормальном сечении. Рассе чем косозубое колесо (рис. 6.3) нормальной плоскостью л — л. В сече нии колеса получится эллипс, в нормальном сеченпн зуба —некоторый профиль. Радиусом р через точку К эллипса опишем окружность. Если, приняв эту окружиостьза начальную, построить соответствующий ей звольлеитный профиль такого жс модуля, как и модуль косозубого колеса в нормальном сечении и — я, то окажется, что эти профили получатся одинаковыми. Отсюда можно сделать вывод, что описан ная радиусом р окружность является начальной окружностью экви валентного прямозубого колеса, к которому сводится расчет косо зубого колеса. На рис. 6.3. тонкими линиями показано прямозубое колесо, жирными линиями —кбсоэубос колесо. Все величины, отно сящиеся к прямозубому колесу, обозначим с индексом о. Устано вим связь между величинами, относящимися к прямозубому и косозубому колесам. Радиус кривизны эллипса и точке /( (см. рис. 6.3}
где Д 1—2—3
6Ш .
= 8со5р’ ' = т : Р“ Т -
67
откуда
",р |
со^р' |
|
|
|
|
|
|
(6. 1) |
Межосевое расстояние |
^д4-^ц>г |
а^. |
|
|
|
|
|
|
^аш+^-оз |
|
|
|
|
(6.2) |
|||
2 |
2 со$*Р |
соз8р* |
|
|
|
|||
|
|
|
|
|||||
|
В ЗПППСПМОСГН |
(6.1) |
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
Сй* р |
|
|
откуда |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
2=1 |
СО»* Р |
|
(6-3) |
||
|
|
|
|
|
||||
|
Из |
д 4 - 5 - 6 |
|
|
|
|
||
|
|
|
^яв= " |
|
|
(6.4) |
||
|
|
|
|
0050 |
|
|
||
|
Расчетный крутящий момент |
|||||||
|
|
|
т = р |
^ |
^ |
' |
|
|
|
|
|
'р |
г /о |
|
|
||
|
где |
|
|
|
|
|
|
|
|
7? |
- |
р* . |
Л |
|
= _^1_ |
||
|
<р |
соз^' |
|
::1‘ |
соз10* |
|||
|
откуда |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
т - - = |
? |
|
|
<6 -5> |
|
Установив таким образом связь между величинами, относящи |
||||||||
мися к эквивалентному прямозубому к косозубому |
колесам, |
перей |
||||||
дем к получению основных зависимостей |
для расчета |
зубьев |
косо- |
зубых колес па выносаипость по контактным напряжениям и напря жениям изгиба.
Расчет зубьев на выносливость по контактным напряжениям. Для
эквивалентной прямозубой |
шестерни |
|
|
|
|
0//1 —22,362//о.2я»-2дгр аар |
|
но1“± ]У |
|
||
V |
6*гс^ |
|
|||
С учетом (6.1)— (6.6) д^я косозубой |
шестерни |
|
|||
О/л =22,362^в |
У |
Г|«с°>‘Р (и ± 1)> |
(0.6) |
||
|
|
<»НР1 |
|
где 2н к 2лг— имеют такое же зиачские. как и в прямозубых колесах, л
Для стальных зубчатых колес ^€^2,15.104 52; у=0,3^ с углом
зацепления а ш=20в
г.,,=86,6; 2« = 1 .7 7 /с < к |» .2 « ~ |/ ^
Тогда |
|
|
ло 1 |
1 1 ^ ’Р |
(6.7) |
^цвя |
и |
|
II при |
|
|
аг = 2 2 7 .3 (н ± 1 )1 / |
(6.8) |
|
При расчете стальных |
косозубых |
колес с углом Р =8-*- 15е, с |
достаточной степенью точности можно пользоваться формулами, полученными для еа —1,6; р=8°
О/П |
7 1Н <и±1>* |
<<*ЯР1 |
(6.9) |
|
Ьа |
а |
|
||
|
|
|
а*= 192,5 <п±1) ] / - Ь И — |
(6.10) |
|
Расчет зубьев на выносливость по напряжениям нагиба. Для внвцвалентяей прямозубой шестерик
я у 6»,бГ1Л Ол “ УI / П —~
С учетом (6.1 -*-6,5) для косозубой шестерни |
|
636,(Г|/-оозР |
(6Л1) |
ОР1=-Уе Уп * |
Л'2*1*«У
'Вследствие наклонного расположения контактных линий нэгнб^
.язя прочность зубьев косозубых колес по сравнению с изгибной
6»
прочностью прямозубых колес выше. Эго обстоятельство учиты вается введением в зависимость (6.11) поправочного коэффициента
Здесь угол Р в градусах.
С достаточной степенью точности для технических расчетоп можно принимать Урусовр. Тогда
|
бзб.бГ.х.со^В |
(б-12> |
||
|
0/С1 =Уе Ур\ |
■. ---------- < 0 ^1 |
||
‘I яри |
. |
|
|
|
|
Я й 1 /^ У V |
рС03»Р |
(6.13) |
|
|
л= 8 , б у |
У.УГ>- |
|
|
|
|
|
*мЧ-Ьтврр1V |
|
Для Р=8-*-15и |
и ев ^1,6 |
|
|
|
|
38»,ОГ^ |
|
(6.М) |
|
|
(Тр1 = Гр1— ------- <»?Р1 |
|||
|
« и -7 ,3 |
Т1ГУП |
(6 .1 5 ) |
|
|
*РР\ г1^Л1У |
|
||
|
V |
|
||
В зависимостях |
(6.6) — (6.15) |
|
|
|
|
Кщк — 12Кл§п, Л>0к — Л’г^п |
|
||
где К& и /Срл — коэффициенты |
распределения нагрузки |
по шири |
не колеса соответственно для косозубого н прямозубого колес. Такое увеличение коэффициента концентрации нагрузки б косозубых
колесах объя^яется |
тем, что вследствие наклонного расположения |
|
контактных линий на |
поверхности зубьев возникает дополнительная |
|
концентрация нагрузки [11] |
|
|
|
ев |
со»' р |
(см. ркс. 5.12). Остальные величины определяются так же, как и для прямозубых передач. ей — коэффициент торцевого перекрытия. В общем случее
V(*|+ 2 / ои Р)* — (г. а и а ,* ) 1 -\-У(*а+2/ соз Р)> — (г, соза,в )» —
ел = ________________________________ — ( ^ + 7 , ) 51п а (к , ________________________________
?ло(иа^
где а/9 — торцовый |
угол зацепления; |
/ — хоэффицп- |
ент высоты головки |
зуба. |
003 р |
|
79