- •Основні положення про проектування та конструювання машин
- •Основні етапи створення технічних об'єктів
- •Види виробів та їхні характеристики
- •Види і комплектність конструкторських документів
- •Загальні вимоги до машин та їхніх елементів
- •Розрахунки при проектуванні і конструюванні
- •Навантаження елементів машин Загальні відомості про навантаження
- •Розподіл навантаження в часі та типові режими навантаження елементів машин
- •Шляхи зменшення навантаження елементів машин
- •Основні механічні характеристики матеріалів
- •Механічні передачі загальні відомості та параметри для розрахунку механічних передач
- •1. Призначення механічних передач та їхня класифікація.
- •2. Основні співвідношення для кінематичних параметрів і параметрів навантаження механічних передач
- •Розрахунки деталей машин на міцність Оцінка міцності деталей при простих деформаціях
- •Зміна напружень у часі
- •Визначення граничних напружень
- •Допустимі напруження і коефіцієнти запасу міцності
- •Пасові передачі
- •Загальні відомості та класифікація пасових передач
- •Елементи пасових передач
- •Пружне ковзання паса та кінематика пасової передачі
- •Сили та напруження у вітках пасової передачі
- •Розрахунок пасових передач на тягову здатність і довговічність
- •Зубчасто–пасові передачі
- •Лекція 8 ланцюгові передачі Загальні відомості та класифікація ланцюгових передач
- •Деталі ланцюгових передач
- •Пристрої для регулювання натягу ланцюга.
- •Основні розрахункові параметри ланцюгових передач
- •Критерії роботоздатності та розрахунок ланцюгових передач
- •Лекція 9 -15 загальні відомості про зубчасті передачі
- •Основні параметри евольвентного зачеплення
- •Початковий контур зубчастих коліс
- •Коригування зубців циліндричних зубчастих передач
- •Ковзання і тертя у зачепленні зубців
- •Конструкції зубчастих коліс та їхнє виготовлення
- •Точність зубчастих передач
- •Матеріали і термообробка зубчастих коліс
- •Види руйнування зубців та критерії розрахунку на міцність зубчастих передач
- •Допустимі напруження у розрахунках зубчастих передач
- •Циліндричні зубчасті передачі
- •Радіуси кривини профілів зубців та приведена їхня кривина.
- •Навантаження на зубці циліндричних зубчастих передач
- •Розрахунок активних поверхонь зубців на контактні втому і міцність.
- •Розрахунок зубців на втому і міцність при згині
- •Проектний розрахунок циліндричних зубчастих передач та особливості розрахунку відкритих зубчастих передач
- •Конічні зубчасті передачі
- •Навантаження на зубці конічної зубчастої передачі
- •Розрахунок зубців конічних зубчастих передач на контактні втому і міцність, на втому і міцність при згині.
- •Проектний розрахунок конічної зубчастої передачі
- •Особливості конічних зубчастих передач із непрямими зубцями
- •Циліндричні зубчасті передачі із зачепленням новікова
- •Особливості розрахунків на міцність циліндричних передач Новікова
- •Гвинтові та гіпоїдні зубчасті передачі
- •Гвинтова зубчаста передача
- •Гіпоїдна зубчаста передача
- •Хвильові зубчасті передачі Принцип роботи та деякі схеми хвильових зубчастих передач
- •Кінематика хвильової зубчастої передачі
- •Елементи розрахунку хвильових зубчастих передач
- •Лекція 16-18 черв'ячні передачі Загальні відомості та класифікація черв'ячних передач
- •Параметри черв'ячної передачі
- •Матеріали і конструкції деталей черв'ячної передачі. Критерії роботоздатності та розрахунків
- •Допустимі напруження у розрахунках черв'ячних передач
- •Навантаження на зубці черв'ячного колеса
- •Розрахунок активних поверхонь зубців черв'ячного колеса на контактні втому і міцність при дії максимального навантаження
- •Особливості розрахунку зубців черв'ячного колеса на згин
- •Лекція 19 передачі гвинт – гайка
- •1. Загальні відомості
- •2. Конструкції деталей передач гвинт – гайка
- •3. Розрахунок передач гвинт – гайка
- •4. Приклад розрахунку передачі гвинт – гайка
- •Лекція 20 фрикційні передачі
- •1. Загальні відомості та класифікація фрикційних передач
- •2. Явища ковзання у контакті котків фрикційної передачі
- •3. Матеріали та конструкції деталей фрикційних передач
- •4. Види руйнування котків і критерії їхнього розрахунку. Допустимі контактні напруження та тиски.
- •5. Розрахунок циліндричних фрикційних передач
- •6. Розрахунок конічних фрикційних передач
- •Фрикційні варіатори
- •Лекція 21 - 22 осі та вали
- •2. Розрахункові схеми валів та осей. Критерії розрахунку
- •3. Розрахунок осей на міцність і стійкість проти втомного руйнування
- •4. Розрахунок валів на статичну міцність
- •5. Розрахунок валів на втомну міцність
- •6. Розрахунок валів на жорсткість
- •7. Розрахунок валів для запобігання поперечним коливанням
- •8. Проектний розрахунок валів та їхнє конструювання
- •Лекція 23 -24 шпонкові з'єднання
- •2. Розрахунок ненапружених шпонкових з'єднань
- •3. Розрахунок напружених шпонкових з'єднань
- •Зубчасті (шліцеві) та профільні з'єднання
- •1. Основні типи зубчастих з'єднань і області їхнього використання
- •2. Розрахунок зубчастих з'єднань
- •3. Профільні з'єднання
- •Пресові з'єднання
- •1. Загальні відомості
- •2. Деякі питання технології складання пресових з'єднань
- •3. Розрахунок пресових з'єднань
- •Лекція 25 -28 підшипники кочення
- •1. Загальні відомості
- •3. Монтаж, змащування та ущільнення підшипників кочення
- •4. Навантаження на тіла кочення. Види руйнувань і критерії розрахунку підшипників кочення
- •5. Підбір підшипників кочення за статичною та динамічною вантажністю
- •6. Розрахункове еквівалентне навантаження на підшипники кочення
- •7. Рекомендації щодо вибору підшипників кочення
- •Підшипники ковзання
- •1. Загальні відомості
- •2. Конструкції та матеріали підшипників ковзання
- •3. Змащування підшипників ковзання
- •4. Роботоздатність і режим рідинного тертя у підшипниках ковзання.
- •5. Розрахунки підшипників ковзання
- •6. Деякі спеціальні підшипники ковзання
- •Напрямні прямолінійного руху
- •Області застосування та конструкції напрямних
- •Основи розрахунку напрямних прямолінійного руху
- •Лекція 29 – 32 муфти приводів
- •2. Некеровані муфти
- •3. Керовані муфти
- •4. Самокеровані та комбіновані муфти
- •Лекція 33 – 35 зварні з'єднання
- •1. Особливості з'єднання деталей зварюванням і характеристика з'єднань
- •2. Види зварних з'єднань і типи зварних швів
- •Розрахунок зварних з'єднань на міцність
- •Допустимі напруження для зварних з'єднань
- •З'єднання деталей машин та пружні елементи
- •2. Кріпильні різьби та їхні основні параметри
- •3. Кріпильні різьбові деталі, їхні конструкції та матеріали
- •4. Стопоріння різьбових з'єднань
- •5. Елементи теорії гвинтової пари
- •6. Розрахунок витків різьби на міцність
- •7. Розрахунок на міцність стержня болта (гвинта) для різних випадків навантаження з'єднання
- •8. Розрахунок групових болтових з'єднань
- •9. Клемові, або фрикційно–гвинтові, з'єднання
- •10. Допустимі напруження та запаси міцності при розрахунках різьбових з'єднань
Проектний розрахунок циліндричних зубчастих передач та особливості розрахунку відкритих зубчастих передач
Проектний розрахунок. Добуті вище розрахункові залежності σН; σH max; σF; та σF max використовують для перевірних розрахунків на міцність зубчастих передач із відомими розмірами та навантаженням.
Проектний розрахунок має бути тільки для попереднього визначення орієнтовних розмірів передачі і не може замінити виконання перевірних розрахунків, які є основними.
Габаритні розміри зубчастої передачі визначаються умовою стійкості активних поверхонь зубців проти втомного викришування. Тому розрахункову залежність для визначення основного розмірного параметра передачі, який визначає її габаритні розміри, дістанемо з умови (23.26). Таким розмірним параметром для циліндричних зубчастих передач можна вважати міжосьову відстань aW.
Вихідними даними для проектного розрахунку передачі є такі: розрахункове тривало діюче навантаження T1H передаточне число передачі u; параметр ψba = b/aW або ψbd = b/d1 рекомендації для вибору яких наведені у 23.1; вид передачі – прямозуба чи косозуба (шевронна); типовий режим навантаження передачі та строк її служби; матеріали зубчастих коліс, їх термообробка, твердість активних поверхонь зубців; за цими даними попередньо розраховують допустиме контактне напруження [σ]н.
Вивід формули для визначення мінімально допустимої міжосьової відстані передачі aW подамо у певній послідовності. У формулі (23.26) виконаємо заміну дістанемо
σн = ZM · ZH · Zε ·
Із записаного співвідношення визначимо aw:
aW ≥ (u ± 1) · .
Якщо додатково позначити
Кa = ,
то можна дати остаточний запис формули для визначення мінімальної міжосьової відстані передачі у такому вигляді:
aw min = Ка · (u ± 1) · . (23.32)
У формулі (23.32) обертовий момент ТІH слід брати у ньютон–метрах (Нм), допустиме напруження [σ]н – у мегапаскалях (МПа), а міжосьову відстань awmin – у міліметрах (мм)
Допоміжний коефіцієнт Ка у формулі (23.32) враховує параметри передачі, які попередньо можуть бути вибрані цілком однозначно, і параметри, які не можуть бути завчасно і точно визначені (Zε, КHα, KHv). Тому коефіцієнту Ка надається деяка наближена оцінка і рекомендується брати: Ка = 495 МПа1/3, Ка = 415 МПа1/3 – для прямозубих передач із сталевими та чавунними зубчастими колесами відповідно;
Ка =430 МПа1/3, Ка = 360 МПа1/3 – для косозубих (шевронних) передач із сталевими та чавунними колесами відповідно.
Коефіцієнт КНβ що враховує нерівномірність розподілу навантаження по ширині зубчастих вінців, вибирають залежно від параметра ψbd за графіками на рис. 23.8.
Формула (23.32) дає змогу оцінити ступінь впливу окремих параметрів передачі u, ψbd, [σ]н на її габаритні розміри.
Обчислена за формулою (23.32) міжосьова відстань awmin дає можливість визначити модуль зубців та розміри вінців зубчастих коліс. Потрібний модуль може бути визначений за формулою
m'n = 2aw min · cos β / (z1+z2). (23.33)
Значення mn округляють до найближчого стандартного значення mn згідно з ГОСТ 9563–60.
Із співвідношення (23.33) видно, що при одній і тій же міжосьовій відстані передачі можна дістати різні модулі зубців при зміні чисел зубців шестірні Z1 та колеса z2. При великих значеннях z1 і відповідно z2 = u∙z1 маємо зубчасті колеса із малим модулем, а при малих значеннях z1 та z2 – із великим модулем.
Маломодульні колеса з великим числом зубців мають переваги за умовою підвищеної плавності роботи (збільшується εα) та за економічними міркуваннями. При малих значеннях т зменшуються втрати на тертя у зачепленні (зменшується ковзання), скорочуються витрати матеріалу (зменшується da), економиться час при нарізуванні зубців (зменшується кількість матеріалу, який зрізається). Однак при малих модулях зростають вимоги до точності та жорсткості передачі, суттєво зменшується міцність зубців на згин [див. формулу (23.30)].
Великомодульні колеса з великими розмірами зубців не так чутливі до спрацювання, можуть працювати тривалий час після початку втомного викришу–вання активних поверхонь, менш чутливі до перевантажень та неоднорідності матеріалу, але плавність роботи передачі з такими колесами значно падає.
Виходячи з наведених міркувань, для силових зубчастих передач рекоме–ндують брати m ≥ 1,5 мм.
Здебільшого число зубців шестірні z1 > zmin, де zmin – мінімальне число зубців за умови непідрізання ніжок. Для некоригованих прямозубих коліс zmin = 17, а для коліс із кутовою корекцією мінімальне число зубців може бути 10. У косозубих та шевронних колесах мінімальне число зубців залежить від кута нахилу лінії зубців, наприклад, якщо β = 21...24°, то zmin= 14, а якщо β = 28... 31°, то zmin = 12.
З метою зменшення шуму у швидкохідних передачах рекомендують брати z1 ≥ 25.
Щоб остаточно впевнитись у правильності вибору чисел зубців z1, z2 і модуля m, треба перевірити міцність зубців на втому при згині. У разі отримання незадовільного результату зменшують у допустимих межах z1 і відповідно z2 і тим самим збільшують модуль m.
Слід зазначити, що при перевірці міцності зубців на втому при згині можна дістати σF значно менше від [σ]F. Це не є суперечливим або недопустимим результатом, оскільки габаритні розміри передачі за несучою здатністю обмежуються контактною міцністю активних поверхонь зубців, а не їхньою міцністю на згин.
Якщо розрахункове напруження σF перевищує допустиме [σ]F, то, крім збільшення модуля зубців, можна застосовувати зубчасті колеса із зміщенням. У таких випадках вирішальне значення має не контактна міцність, а міцність зубців на згин. На практиці такі випадки можуть бути у зубчастих колесах із твердістю активних поверхонь зубців Н > 50...60 HRC у реверсивних передач.
Особливості розрахунку відкритих зубчастих передач. У відкритих передачах використовують прямозубі циліндричні або конічні колеса. Такі передачі працюють при колових швидкостях зубчастих коліс не більш як 2 м/с. Зубці відкритих передач припрацьовуються при довільних твердостях їхніх робочих поверхонь. Здебільшого колеса виготовляють із нормалізованих або поліпшених сталей. У процесі роботи передачі зубці інтенсивно спрацьовуються, що визначає особливості їхнього розрахунку.
Відкриті передачі проектують з вузькими колесами (коефіцієнт ширини вінця ψba = 0,10...0,15). Розміри передачі визначають із розрахунку на контактну втому з подальшою перевіркою на згин (за аналогією закритих передач). Міжосьову відстань передачі визначають за формулою (23.32), При цьому коефіцієнти, що враховують розподіл навантаження по ширині вінця коліс, беруть КНβ = КНF =1.
Спрацювання зубців у відкритих передачах допускається до 25 % початкової їхньої товщини по ділильному колу. Міцність зубців на згин при цьому зменшується приблизно у 2 рази. Тому треба так підібрати модуль зубців, щоб розрахункове напруження згину σF за формулою (23.30) було в 2 рази менше від попередньо обчисленого допустимого напруження [σ]F.