страница - 52
Приняв для стали v = 0,3, можно получить условие прочности для расчета зубчатых стальных передач по контактным напряжениям:
он = 0,418У<7£Пр/рпр<[ан],(9.16)
где Епр = 2E\E2I(E\ -f- Е2)— приведенный модуль упругости для материалов колес; 1/рпр = 1/р, ± 1/р2 — приведенная кривизна профилей зубьев в месте контакта в полюсе зацепления (знак минус для внутреннего зацепления): pj = 0,5,/sin а, р2 = 0,5dw2 sin а;
[он\—допускаемое контактное напряжение.
Геометрическим параметром передачи, определяемым проектировочным расчетом на контактную прочность, для цилиндрических колес является межосевое расстояние aw (см. рис. 9.3). После преобразования формулы (9.16) получим для стальных зубчатых колес
3 / £ т~К aw= 0,816 (и+ l)i/ -"р2 .
По этой же формуле производят расчет цилиндрических передач, в которых одно или оба колеса чугунные. Для обоих зубчатых колес стальных
£пр=£1 = £2 = 2,15.105 МПа,
для обоих зубчатых колес чугунных
£пр=£1==£2=1.105 МПа,
для стальной шестерни и чугунного колеса
£пр=1,36.Ю5 МПа,
для стальной шестерни и текстолитового колеса
£ПР= (0,135...0,154) 105 МПа.
Следует иметь в виду, что коэффициент Пуассона для текстолита v=0,2, а формула (9.16) выведена для v = 0,3. Положив для стали и текстолита v = 0,25, получим
Он = 0,41 Кпр/рпр < [ои\ текст.
Таким образом, если при расчетах допустима ошибка около 2 %, передачи с текстолитовыми колесами можно рассчитывать по формуле
а. = 0,816(и±£п2рГ22\ -(9-17)
Для конических колес расчетным геометрическим параметром передачи является внешний делительный диаметр колеса de2 (см. рис. 9.9). После преобразования формулы (9.16) получим для стальных колес
3 /ЕпрТ2Ки
de2 = 1,72 1/ - лр/ - .(9.18)
В формулах (9.17) и (9.18) de2— внешний делительный диаметр конического колеса, мм; Т2 — момент на колесе, Н • мм; К—коэффициент нагрузки; и — передаточное число: u = zjzx. Знак минус в (и ± 1)—для внутреннего зацепления; г?а— коэффициент
ширины колеса: tya = blaw. В легконагруженных передачах принимают меньшие значения а (см. табл. 9.2), в тяжелонагружен-
ных — большие. Для редукторов общего назначения можно принимать г)а = 0,25...0,63. Для шевронных колес tya = 0,4...0,8, в
тяжелых редукторах — до 1,25. Малые значения \эа = 0,1 ... 0,16
принимают для зубчатых колес коробок передач. Во всех случаях рекомендуют ограничивать ширину колес b по отношению к диаметру делительной окружности шестерни dx\ при прямых зубьях b.dx, при косых — b.\ybdlt при шевронных — £2,5dx; в двухступенчатых редукторах для тихоходной ступени принимают большие значения \эа, чем для быстроходной. При различной ширине
шестерни и колеса (см. рис. 9.6) значение b относится к более узкому из них; b — длина зуба или ширина зубчатого венца, измеренная вдоль образующей делительного конуса (см. рис. 9.10), мм; tyRe—коэффициент длины зуба: Re=blRe. Рекомендуют tyRe=
= 0,25...0,3. В ГОСТ 19624—74 Ь<0,3#, и 6<10т,; / — длина образующей делительного конуса, мм; kn — коэффициент, учитывающий повышение нагрузочной способности косозубых передач по сравнению с прямозубыми за счет увеличения суммарной длины контактных линий; для прямозубых колес kn = 1, для косозубых цилиндрических колес и конических с непрямыми зубьями k„ « 1,15...1,35.
За счет консольного расположения одного или обоих колес в конической передаче увеличивается неравномерность распределения нагрузки по длине зуба. Это приводит к понижению нагрузочной способности конических передач по сравнению с цилиндрическими. По опытным данным это понижение нагрузочной способности может быть учтено коэффициентом 0,85, который использован при расчете конических колес на контактную прочность и на изгиб.
Подставив в формулы (9.17) и (9.18) для стальных колес Епр= = 2,15105 МПа, получим для цилиндрических передач внешнего зацепления:
с прямыми зубьями с косыми зубьями
для конических передач:
с прямыми зубьями
2,28 , /" ТЖЕппи
Проверка контактной прочности стальных цилиндрических колес:
с прямыми зубьями
он
с косыми зубьями Он
310 т F ГЛ{и-\- I)3
= — У —-< Ш\(9.25)
и Уaw%
[И
270, /ТЖ (и + I)3
=-У<1ан]- (926)
Проверка контактной прочности стальных конических колес: с прямыми зубьями
335 , г ГД(иЧ1)3/2
°« "У ~ти-< fel; (9.27)
с круговыми зубьями
270 , г 7yc(«2-f-l)3/2
с круговыми зубьями
3/~/ 270 \27у(ы
4* = 21/ - -2—-.(9.22)
После установления основных параметров зацепления, определения окружной скорости, выбора степени точности передачи и уточнения коэффициента нагрузки производят проверку расчетных контактных напряжений. Необходимость такой проверки вызвана в основном тем, что коэффициент нагрузки может значительно отличаться от принятого предварительно, поэтому он тоже будет значительно отличаться от [ОяЬ
Для цилиндрических колес при разных материалах шестерни и колеса
0,74 г ТЖЕпп (и + I)3
°н = — 1/ 2 зР, " <(9.23)
для конических колес
содержание:
[стр.Введение] [стр.1] [стр.2] [стр.3] [стр.4] [стр.5] [стр.6] [стр.7] [стр.8] [стр.9] [стр.10] [стр.11] [стр.12] [стр.13] [стр.14] [стр.15] [стр.16] [стр.17] [стр.18] [стр.19] [стр.20] [стр.21] [стр.22] [стр.23] [стр.24] [стр.25] [стр.26] [стр.27] [стр.28] [стр.29] [стр.30] [стр.31] [стр.32] [стр.33] [стр.34] [стр.35] [стр.36] [стр.37] [стр.38] [стр.39] [стр.40] [стр.41] [стр.42] [стр.43] [стр.44] [стр.45] [стр.46] [стр.47] [стр.48] [стр.49] [стр.50] [стр.51] [стр.52] [стр.53] [стр.54] [стр.55] [стр.56] [стр.57] [стр.58] [стр.59] [стр.60] [стр.61] [стр.62] [стр.63] [стр.64] [стр.65] [стр.66] [стр.67] [стр.68] [стр.69] [стр.70] [стр.71] [стр.72] [стр.73] [стр.74] [стр.75] [стр.76] [стр.77] [стр.78] [стр.79] [стр.80] [стр.81] [стр.82] [стр.83] [стр.84] [стр.85] [стр.86] [стр.87] [стр.88] [стр.89] [стр.90] [стр.91] [стр.92] [стр.93] [стр.94] [стр.95] [стр.96] [стр.97] [стр.98] [стр.99] [стр.100] [стр.101] [стр.102] [стр.103] [стр.104] [стр.105] [стр.106] [стр.107] [стр.108] [стр.109] [стр.110] [стр.111] [стр.112] [стр.113] [стр.114] [стр.115] [стр.116] [стр.117] [стр.118] [стр.119] [стр.120] [стр.121] [стр.122] [стр.123] [стр.124] [стр.125] [стр.126] [стр.127] [стр.128] [стр.129] [стр.130] [стр.131] [стр.132] [стр.133] [стр.134]