Savin_detali_mash

Обычно расчетные напряжения изгиба в зубьях колес, размеры которых определены из расчета на контактную прочность, оказываются значительно ниже допускаемых.

Таблица 3.18 – Коэффициент YF формы зуба для червячных колес

В редких случаях для открытых передач при большом числе зубьев колеса ( z2 > 80) может оказаться, что изгибная прочность

недостаточна. В таком случае модуль зацепления определяют из проектировочного расчета на изгиб (при ξ =1,5) по формуле

Формулы (3.57) и (3.60) справедливы при любых взаимно согласованных единицах измерения. Целесообразно принять σ F и

[σF ]

в МПа; m , d1 и d2 – в мм; Ft 2 – в Н; T2 – в Н·мм.

Предварительно принимают q =12,5; в дальнейшем его значение

уточняют по стандарту (таблица 3.15).

В тех случаях, когда в передаче возникают пиковые нагрузки, следует проверять рабочие поверхности зубьев на отсутствие хрупкого разрушения и пластических деформаций; то же относится к общей (изгибной) прочности зубьев. Эти проверки производят так же, как и для зубчатых передач.

Помимо рассмотренных расчетов на контактную выносливость

иизгиб, для червячных передач обязательны проверка на жесткость

итепловой расчет редуктора.

Коэффициент нагрузки для червячных передач

распределения нагрузки по длине контактной линии;

82

Kv – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку,

возникающую в зацеплении.

Коэффициент Kβ зависит от характера изменения нагрузки и от деформации червяка:

В расчетах, когда не требуется особая точность, можно принимать:

при постоянной нагрузке x =1,0 ;

при незначительных колебаниях нагрузки x ≈ 0,6 ; при значительных колебаниях нагрузки x ≈ 0,3. При постоянной нагрузке коэффициент Kβ =1,0 .

Коэффициент Kv зависит от точности изготовления передачи и от скорости скольжения vs (таблица 3.20). По этой таблице также необходимо назначить степень точности передачи в зависимости от скорости скольжения [формула (3.31)].

Таблица 3.20 – Коэффициент динамической нагрузки Kv

По ГОСТ 3675–81 установлено 12 степеней точности для червячных передач; для

83

силовых передач предназначаются степени точности от 5-й до 9-й в порядке убывания точности; для редукторов общего назначения применяют в основном 7-ю и 8-ю степени точности.

3.3 Расчет конической зубчатой передачи

Конические передачи обеспечивают и преобразование момента вращения между осями, пересекающимися в пространстве под некоторым углом. Наибольшее распространение получили ортогональные передачи, у которых угол равен 90°. Нагрузочная способность конических передач меньше, чем цилиндрических, кроме того, они сложнее в изготовлении. Однако использование конических передач часто продиктовано компоновкой машины, что и обеспечивает их широкое применение в машиностроении.

По форме зуба зубчатые колеса делятся на прямо- и кривозубые. Наиболее часто используются колеса с прямыми (рисунок 3.6, а) и круговыми (рисунок 3.6, б) зубьями.

Далее рассматривается алгоритм проектирования зубчатых колес с прямыми зубьями.

Критерии выбора материалов конических зубчатых колес аналогичны цилиндрическим зубчатым передачам (см. п. 3.1).

Рисунок 3.6 − Конические зубчатые колеса

84

Основные геометрические параметры конической зубчатой передачи представлены на рисунках 3.7 и 3.8, формулы для их вычисления сведены в таблицу 3.21.

Рисунок 3.7 − Геометрические параметры конического зубчатого колеса

При проектировочном расчете конических передач определяют внешний делительный диаметр колеса из условия прочности по контактным напряжениям:

K Hβ = 1,2…1,35; при твердости HB >350 принимают K Hβ = 1,25…1,45;

85

Полученные значения de2 , мм, округляют по ГОСТ 12289−76: 50;

(56); 63; (71); 80; (90); 100; (112); 125; (140); 160; (180); 200; (225); 250; 280; 315; 355; 400; 450; 500; 560; 630; 710; 800; 900; 1000; 1120; 1250; 1400; 1600.

Предпочтительными являются значения без скобок. Фактические значения de2 не должны отличаться от номинальных

более чем на 2 %.

Рисунок 3.8 − Геометрические параметры конической зубчатой передачи

86

[σH ] − допускаемое контактное напряжение.

Таблица 3.21 − Условные обозначения и расчетные формулы для определения основных геометрических размеров ортогональных конических передач с прямыми зубьями (параметры исходного

88

Проверку зубьев конических прямозубых колес на выносливость по напряжениям изгиба выполнят по формуле

где Ft − окружная сила, которую считают приложенной по касательной к средней делительной окружности, Ft = 2T2 d2 ;

K F − коэффициент нагрузки при расчете на изгиб,

выбираемый так же, как и для цилиндрических прямозубых колес

(см. п. 3.1);

YF − коэффициент формы зубьев, выбираемый в зависимости от эквивалентного числа зубьев zυ = zcos δ (см. п. 3.1,

рисунок 3.3);

ϑF − опытный коэффициент, учитывающий понижение

нагрузочной способности конической прямозубой передачи по сравнению с цилиндрической, ϑF = 0,85 ;

m − средний модуль;

[σF ] − допускаемое напряжение изгиба.

Для зубчатых колес с высокой твердостью рабочих поверхностей зубьев может оказаться, что их размеры будут определяться прочностью зубьев на изгиб. В этом случае проектировочный расчет выполняется по напряжениям изгиба относительно среднего модуля

89

Валы рассчитывают на прочность, жесткость и виброустойчивость. В процессе работы валы подвержены циклическим нормальным σ и касательным τ напряжениям от действия изгибного M и крутящего T моментов. Влияние сжимающих или растягивающих сил, например, от осевых нагрузок в косозубом зубчатом зацеплении, мало и, как правило, не учитывается.

Процесс проектирования ступенчатого вала начинается с определения минимального диаметра концевого участка или основного диаметра в случае проектирования гладкого вала (рисунок 3.9). Из условия прочности на кручение диаметр концевого участка вала

где T – крутящий момент на валу, Н·м;

[τ] – допускаемые касательные напряжения для выбранного материала вала, Па.

а

б

в

а – вал-шестерня цилиндрическая; б – вал зубчатого колесаг; в – вал-червяк; г – вал-шестерня коническая.

Рисунок 3.9 – Типовые конструкции валов

91