3.3. Расчет передач

3.3.1. Ременные передачи

В зависимости от типа выбранной или заданной ременной передачи (плоская или клиноременная, зубчатыми или поликлиновыми ремнями) исходные данные будут отличаться. Например, для расчета передач плоским ремнем необходимо знать: передаваемую передачей мощность, частоты вращения валов ведущего и ведомого шкивов, угол наклона передачи к горизонту, тип электродвигателя, способ натяжения ремня, условия работы, режим работы (число смен) и др.

В результате расчета определяются тип и размеры ремня, которые согласуются со стандартами: ГОСТ 2.3831-79 для ремней прорезиненных; ГОСТ 1284.1-89 для ремней клиновых; ОСТ 38.05114-76 для ремней зубчатых; РТМ38–40528-74 для ремней поликлиновых. Основные размеры шкивов плоскоременных передач согласуются с ГОСТ 17383-80, клиноременных передач – с ГОСТ 20898-88, передач поликлиновыми и зубчатыми ремнями – с вышеупомянутыми стандартами. Эскиз ведомого шкива с расчетными размерами изображается в пояснительной записке (рис. 3.2).

Рис. 3.2. Обод шкива клиноременной передачи

Эскиз необходим при разработке компоновочной схемы привода и рабочего чертежа шкива.

Л и т е р а т у р а: [1, 2, 3, 4, 5, 6].

3.3.2. Цепные передачи

Типовые исходные данные для расчета: мощность на ведущей звездочке, передаточное число передачи, предельная частота вращения ведущей звёздочки, наклон межосевой линии к горизонту, способ смазки и натяжения цепи, условия работы, характер передаваемой нагрузки, режим работы (число смен). Для определения оптимального значения шага цепи необходимо иметь несколько вариантов расчетов для значений шагов, близких к расчетной величине. Рациональней считается та передача, в которой используется цепь с меньшим шагом [4, 5]. Передача заданных нагрузок цепями малых шагов может осуществляться многорядными цепями. Принятые размеры роликовой цепи согласуются с ГОСТ 13568-97 (ИСО 606-94), зубчатой цепи – с ГОСТ 13552 – 81.

Необходимо определить размеры профиля зубьев звездочки в диаметральном и осевом сечении в соответствии с ГОСТ 591-69 и изобразить эти профили в пояснительной записке.

Осевые размеры необходимы для построения компоновочной схемы и разработки рабочего чертежа звездочки.

Л и т е р а т у р а: [1, 2, 3, 4, 5, 6].

Рис. 3.3. Профиль зуба звездочки

3.3.3. Зубчатые передачи

Важным этапом при проектировании и расчете зубчатых передач является подбор материала зубчатых колес и способа их термообработки. Необходимую твердость колес и соответствующий вариант термической обработки выбирают в зависимости от вида, условий эксплуатации и требований к габаритам передачи (табл. 3.4, [1]).

Для редукторов, к размерам которых не предъявляют особых требований, на практике применяют следующие марки сталей и варианты термической обработки колес, [2]:

I (стали 45, 40Х, 40ХН и др.) – термическая обработка колеса – улучшение, твердость 235…262 НВ; термическая обработка шестерни – улучшение, твердость 262…302 НВ;

II (стали 40Х, 40ХН, 35 ХМ и др.) – термическая обработка колеса – улучшение, твердость 269…302 НВ; термическая обработка шестерни – улучшение и закалка ТВЧ, твердость поверхности определяется маркой стали - 45…53 HRC (см. табл. 3.4);

III (стали 40Х, 40ХН, 35 ХМ и др.) термическая обработка колеса и шестерни – улучшение с последующей закалкой токами высокой частоты (ТВЧ). Твердость поверхности зубьев – 45…53 HRC;

IV - термическая обработка колеса – улучшение с последующей закалкой ТВЧ, твердость поверхности определяется маркой стали (40Х, 40ХН, 35 ХМ и др.) - 45…53 HRC (см. табл. 3.4), термическая обработка шестерни – улучшение, цементация и закалка, применяемые стали - 20Х, 20ХН2М, 18ХГТ, 25ХГМ, твердость поверхности зубьев после термообработки – 56…63 HRC;

V (стали 20Х, 20ХН2М, 18ХГТ, 25ХГМ и др.) - термическая обработка колеса и шестерни – улучшение, цементация и закалка, твердость поверхности зубьев после термообработки – 56…63 HRC.

Кроме цементации для повышения поверхностной твердости применяют нитроцементацию и азотирование. Чем выше твердость поверхности, тем выше допускаемые напряжения передачи и меньше ее массово-габаритные параметры.

Таблица 3.4

_{Механические свойства сталей, применяемых для изготовления зубчатых колес}

Марка стали	Диаметр заготовки, мм	Предел прочности в, МПа	Предел текучести т, МПа	Твердость НВ или HRC (средняя)	Термообработка
45	100–500	570	290	190	нормализация
45	до 90 90–120 свыше 120	780 730 690	440 390 340	230 210 200	улучшение
35ХМ	до 140 свыше 140	900 900	630 740	260 250
40Х	до 125 120–160 свыше 160	930 880 830	690 590 540	300 270 245
40ХН	до 150 150–180 свыше 180	930 880 835	690 590 540	280 265 250
40Л 45Л	– –	520 540	290 310	160 180	нормализация
35ГЛ 35ХГСЛ	– –	590 790	340 590	190 220	улучшение
40ХН	-	1600	1400	52	закалка ТВЧ
35ХМ		1600	1400	50	закалка ТВЧ
25ХГТ		1150	950	60	цементация

Для лучшей приработки зубьев и равномерного их изнашивания, а также для выравнивания срока службы шестерни по отношению к колесу, для прямозубых передач рекомендуется увеличивать твердость рабочих поверхностей зубьев шестерни по сравнению с колесом на 20…50 единиц НВ. Для косозубых и шевронных передач, а также для конических передач с круговыми зубьями отличие в значениях твердостей должно составлять 60…80 единиц НВ, [4].

Назначение материала и вид термической обработки зубчатых колес должны быть обоснованы в пояснительной записке.

В курсовом проекте, как правило, предварительно выполняют проектировочные расчеты, из которых определяются геометрические параметры передачи, а затем - проверочные по различным критериям работоспособности.

Для проектных расчетов закрытых передач, кроме уже известных кинематических и силовых параметров, необходимо выбрать параметры Ψ_bd или Ψ_ba.

Коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния a_w (Ψ_ba = b₂ / a_w) принимают из ряда стандартных чисел: 0,1; 0,125; 0,16; 0,2; 0,25; 0,315; 0,4; 0,5; 0,63; 0,8 в зависимости от положения колес относительно опор [2, 4]:

при симметричном расположении Ψ_ba = 0,315…0,4;

при несимметричном расположении Ψ_ba = 0,25…0,315;

при консольном расположении одного или обоих колес

Ψ_ba =0,2…0,25;

для шевронных передач Ψ_ba = 0,4…0,63;

для открытых передач и коробок скоростей Ψ_ba = 0,1…0,2 (меньшее значение Ψ_ba для передач с твердостью зубьев ≥ 45HRC_э).

Увеличение значения Ψ_ba позволяет уменьшить радиальные габариты и массу передачи, но требует повышенной жесткости и точности конструкции для обеспечения более равномерного распределения нагрузки по ширине венца колеса.

Коэффициент ширины колеса Ψ_bd = b₂ / d₁ относительно делительного диаметра может быть ориентировочно определен по формуле Ψ_bd = 0,5  Ψ_ba (U ± 1). Знак «+» применяется для передач внешнего зацепления, а знак «-» - для передач внутреннего зацепления.

После выбора материала и твердости зубчатых колес определяют допускаемые напряжения изгиба и контактные, величина которых оказывает влияние на массово-геометрические параметры передачи.

Далее из условия контактной (для закрытых передач) или изгибной прочности (для открытых передач или тяжелонагруженных передач, имеющих колеса высокой твердости) рассчитываются геометрические параметры.

Определение допускаемых напряжений и расчет на прочность эвольвентных зубчатых цилиндрических передач внешнего зацепления производят по ГОСТ 21354-87.

Примеры расчета цилиндрической косозубой и конической прямозубой передач приведены в разделах 5 и 6.

Л и т е р а т у р а: [1, 2, 3, 4, 5, 6, 7].