Детали машин - Батурин А.Т.
Скачать (прямая ссылка):
TfI = 10 I / —;—;—J-J-. (135)
Приведем некоторые справочные данные по выбору коэффициента нагрузки. Этот коэффициент может быть представлен в виде произведения двух частных коэффициентов — динамического кдин и концентрации нагрузки кКНц, т. е.
k = квин кКнц.
Динамический коэффициент приближенно отражает влияние неточности зацепления на возникновение динамических нагрузок, а следовательно, и на возрастание напряжений в зубьях.
Некоторые значения этого коэффициента приведены в табл. 47 *.
Из приведенной таблицы можно сделать вывод, что прямозубые колеса, изготовленные по 8-й степени точности, не должны применяться при окружной скорости свыше 8 м/сек (лучше даже не свыше 6 м/сек), а по 9-й степени — не свыше 3 м/сек.
Для ручных передач kguH = 1,0.
Коэффициент концентрации нагрузки ккнч приближенно отражает влияние на прочность зубьев нарушения равномерности рвсаре-» деления нагрузки по их длине, происходящее за счет деформации валов, зубчатых колес и их зубьев.
1 Подробнее см. К. Н. Б о к о в, Г. М. И ц к о в и ч и др., Курсовое про ектирование деталей машин, Машгиз, 1957.
РАСЧЕТ ЗУБЬЕВ НА ИЗГИБ
307
Таблица 47
Значения динамических коэффициентов кдин для расчета прямозубых
цилиндрических колес
Степень точности вацепления Твердость поверхностей зубьев колеса (большего) HBmin Окружная скорость зацепления в ж/сек
До 3 3-8 8—і 2
7-я До 200 200—350 Св. 350 1,3 1,2 1,2 1,5 1,4 1,3 1,6 1,5 1,4
8-я До 200 200—350 Св. 350 1,4 1,3 1,3 1,6 1,5 1,4
9-я До 200 200—350 1.5 1,4
При симметричном расположении зубчатых колес относительно опор можно принимать 1
Аккч=1,1(1 — <р)+<р, (136а/
при несимметричном
кппц = 1,3(1 -ф)+Ф- (1366)
q) — вспомогательный коэффициент, зависящий от постоянства передаваемой нагрузки. Значения его следующие: при постоянной нагрузке ф = 1,0 (следовательно, кКНЦ = 1,0), при незначительных колебаниях передаваемой мощности ф ~ 0,6 и при значительной неравномерности нагрузки передачи ф ~ 0,25. Приведенные данные относятся к колесам, имеющим твердость поверхностей зубьев НБ < 350. Для колес с высокой твердостью рабочих поверхностей зубьев (HБ > 350) можно принимать кКнц ~ 1,35 при симметричном расположении колес относительно опор и kKm ^ 1,6 — при несимметричном.
При расчете на изгиб зубьев закрытых передач (редукторов) обычно учитывают влияние радиальной силы Т. Расчет ведут, как проверочный, определяя наибольшие растягивающие напряжения в опасном сечении зуба и сравнивая их с допускаемыми.
Не приводя соответствующих выводов, укажем расчетную формулу
о = -j-^— < [о]и. (137)
уЬт cos a ^ 1 1 1
При расчете по этой формуле коэффициент формы зуба следует принимать по табл. 48.
а — угол зацепления (обычно 20°).
1 Подробнее см пособие, указанное в сноске на стр. 306. 20*
308
ЗУБЧАТАЯ ПЕРЕДАЧА
Формулы для проектного расчета, полученные с учетом влияния радиальной силы, отличаются от формул (134) и (135) только числовыми коэффициентами и имеют вид
-ib.3/ 1520 7VAy ' тп = 101/ —і—ї—і—- мм;
—г-;—г1- мм-
Проектный расчет закрытой передачи на изгиб зубьев имеет смысл обычно лишь в случае, если зубья подвергнуты поверхностной закалке или термохимической обработке. Следует заметить, что приведенные уточненные формулы могут быть использованы также и при расчете открытых передач.
Таблица 48
Коэффициент формы зуба при 20°-ном некорригированном зацеплении
и при /о = 1;0_
Число Число V Число
вубьев Z У зубьев Z зубьев Z
12 0,323 22 0,407 45 0,480
13 0,336 24 0,420 50 0,486
14 0,345 26 0,430 65 0,502
15 0,354 28 0,438 80 0,508
16 0,361 30 0,442 100 0,511
17 0,370 33 0,452 150 0-525
18 0,376 36 0,461 300 0,536
19 0,386 39 0,470 Рейка 0,550
20 0,356 42 0,474
0г~
1
V J
ч
§ 77. КОСОЗУБАЯ И ШЕВРОННАЯ ПЕРЕДАЧИ
При больших скоростях работы рассмотренной передачи получается шум вследствие удара в момент сцепления зубьев. Такого шума можно избежать, применяя ступенчатые колеса. Пусть имеем пару обыкновенных (прямозубых) зубчатых колес, посаженных па валы Oi и Oi. Разрежем мысленно эти колеса на две части плоскостью тп, перпендикулярной к осям Oi и Oi (фиг. 270), и сдвинем каждую половину относительно другой на дугу, равную половине шага, — получим д в у с т у и е m а т о е зубчатое колесо, в котором число зубьев, одновременно участвующих в зацеплении, увеличится вдвое, что увеличит плавность хода. Увеличивая число ступеней, можно получить ступен-
І-1
\
—о-
А J
Фиг. 270.
КОСОЗУБАЯ И ШЕВРОННАЯ ПЕРЕДАЧИ
309
чатое колесо с большой плавностью хода (фиг. 271). Однако трудность изготовления таких колес ограничивает их применение.
Увеличивая число ступеней в ступенчатом колесе до бесконечности, получим колесо с винтовыми зубьями (фиг. 272), ибо по длине зуб будет очерчен по винтовой линии. Зубья винтового колеса могут быть нарезаны пальцевой фрезой, которая, кроме вращательного движения вокруг своей оси, имеет еще и поступательное движение по образующей цилиндрической поверхности колеса, в то время как само колесо поворачивается вокруг своей оси.
Также весьма просто можно нарезать колесо с винтовыми зубьями и дисковой фрезой. Если при нарезании цилиндрического колеса дисковой фрезой плоскость вращения фрезы отклонить от образующей цилиндра на некоторый угол ?, то будет нарезано колесо с винтовыми зубьями (фиг. 273). Вследствие того, что шаг винтовой линии значителен по сравнению с шириной колеса, кри-волинейность зуба мало заметна, в результате чего принято называть зти ко-
