методаОПММ_27.09.07_+_СОПРОМАТ+ОПММ
.pdf8.1.3. Визначаємо базову кількість циклів випробувань ( NFO ) для визначенню границі витривалості на згин. Для всіх сталей рекомендують брати NFO 4 106 циклів.
8.1.4. Визначаємо число циклів навантаження коліс N за весь термін служби (для шестірні та колеса)
|
|
|
N |
572,4 t KH |
, |
|
де |
- |
кутова швидкість |
вала [c 1 ]; t - |
термін служби передачі |
||
[години], |
KH - коефіцієнт режиму навантаження. |
|
||||
KH : |
|
1 |
0,3 |
0,14 |
0,07 |
0,02 |
режим: |
постійний |
важкий |
середній |
середній |
легкий |
|
|
|
|
|
рівномірний |
нормальний |
|
8.1.5. Визначимо коефіцієнти довговічності KFL . Якщо N NFO то коефіцієнт KFL можна прийняти рівним 1. В іншому випадку, коли NFO N при HB 350 використовують наступну залежність
|
|
|
1 KFL 6 |
NFO 2 . |
|
|
N |
8.1.6. Визначаємо значення границь витривалості на згин для шестірні ( FO1 ) і колеса ( FO2 ) за табл. 8.3.
Таблиця. 8.3. Значення меж витривалості при згині зубців FO .
сталь |
термообробка |
поверхнева |
FO , |
|
|
|
твердість зубців |
МПа |
|
40, 45, 40Х, 40ХН |
нормалізація, |
180 300HB |
1,8HHB |
|
поліпшення |
||||
|
|
|
||
40Х, 40ХН, 40ХФА |
гартування |
45 55HRC |
600 |
|
20Х, 12ХНЗА, 20 ХГТ |
цементація |
56 62HRC |
800 |
8.1.7. Визначаємо максимально допустимі напруження при згині для шестірні F1 і колеса F 2 .
F SFO KFL , [МПа] F
де SF - коефіцієнт запасу (SF 2 ). По величині F визначаємо, яке з коліс має меншу міцність.
8.1.8. Визначаємо коефіцієнт ширини вінця bd і коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження KH (табл. 4.4; табл. 4.5).
41
Таблиця.8.4.Рекомендовані значення bd .
|
|
|
|
|
|
|
Твердість робочих поверхонь зубців |
|||||||||||||||
Розташування шестірні щодо опор |
|
|
|
|
|
|
|
колеса |
|
|
|
|
|
|
||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
HB 350 |
|
|
|
|
HB 350 |
|||||||||
|
|
консольне |
|
|
|
0,3 … 0,4 |
|
|
|
|
0,2 … 0,25 |
|||||||||||
|
|
симетричне |
|
|
|
0,8 … 1,4 |
|
|
|
|
|
0,4 … 0,9 |
||||||||||
|
|
несиметричне |
|
|
|
0,6 … 1,2 |
|
|
|
|
|
0,3 … 0,6 |
||||||||||
|
|
|
Таблиця.8.5. Орієнтовні значення коефіцієнта KF |
|||||||||||||||||||
Розташування |
Поверхнева |
|
|
|
|
|
|
|
bd |
|
b2 |
|
|
|
|
|
|
|||||
твердість |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||
шестірні щодо |
|
|
|
|
|
|
|
d1 |
|
|
|
|
|
|
||||||||
|
зубців |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||
опор |
колеса НВ |
0,2 |
0,4 |
|
0,6 |
|
|
0,8 |
|
1,2 |
|
1,6 |
|
|||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||||||
Консольне, опори |
HB 350 |
1,08 |
1,17 |
|
1,28 |
|
|
- |
|
- |
|
- |
|
|||||||||
підшипники |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
HB 350 |
1,22 |
1,44 |
|
- |
|
|
- |
|
- |
|
- |
|
||||||||||
кулькові |
|
|
|
|
|
|
||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
Консольне, опори |
HB 350 |
1,06 |
1,12 |
|
1,19 |
|
|
1,27 |
|
- |
|
- |
|
|||||||||
підшипники |
HB 350 |
1,00 |
1,25 |
|
1,45 |
|
|
- |
|
- |
|
- |
|
|||||||||
роликові |
|
|
|
|
|
|
||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
симетричне |
HB 350 |
1,01 |
1,02 |
|
1,03 |
|
|
1,04 |
|
1,07 |
|
1,11 |
|
|||||||||
HB 350 |
1,01 |
1,02 |
|
1,04 |
|
|
1,07 |
|
1,16 |
|
1,26 |
|
||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||||||
несиметричне |
HB 350 |
1,03 |
1,05 |
|
1,07 |
|
|
1,12 |
|
1,19 |
|
1,28 |
|
|||||||||
HB 350 |
1,06 |
1,12 |
|
1,20 |
|
|
1,29 |
|
1,48 |
|
- |
|
||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||||||
8.1.9. Визначаємо модуль зубців із умови міцності на згин |
|
|
||||||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
KF T1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
m A 3 YF z2 |
F |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||
|
|
|
|
|
|
|
bd |
1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Коефіцієнт |
A 1,4 |
для прямозубих передач, |
|
YF - |
коефіцієнт форми |
|||||||||||||||||
зуба менш міцного колеса (табл. 8.6). |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||
|
|
|
|
Таблиця.8.6. Коефіцієнт форми зуба YF . |
||||||||||||||||||
z |
|
YF |
|
z |
|
|
|
YF |
|
|
|
|
z |
|
|
|
|
YF |
|
|
||
17 |
|
4,26 |
|
25 |
|
3,90 |
|
|
|
|
50 |
|
|
3,65 |
|
|||||||
18 |
|
4,20 |
|
28 |
|
3,82 |
|
|
|
|
60 |
|
|
3,62 |
|
|||||||
19 |
|
4,11 |
|
30 |
|
3,80 |
|
|
|
|
80 |
|
|
3,61 |
|
|||||||
20 |
|
4,08 |
|
32 |
|
3,78 |
|
|
|
|
100 |
|
|
3,60 |
|
|||||||
21 |
|
4,01 |
|
37 |
|
3,71 |
|
|
|
|
150 |
|
|
3,60 |
|
|||||||
22 |
|
4,00 |
|
40 |
|
3,70 |
|
|
|
|
300 |
|
|
3,60 |
|
|||||||
24 |
|
3,92 |
|
45 |
|
3,68 |
|
|
|
рейка |
|
3,63 |
|
42
Отримане значення модуля округляють до стандартного значення за ГОСТ 9563-60. Стандартні значення модуля вибираємо з наведених двох рядів
Ряд 1 |
1 |
1,25 |
1,5 |
2 |
2,25 |
3 |
4 |
5 |
6 |
8 |
10 |
12 |
16 |
Ряд 2 |
1,125 |
1,375 |
1,75 |
2,25 |
2,75 |
3,5 |
4,5 |
5,5 |
7 |
9 |
11 |
14 |
18 |
10. Визначаємо геометричні розміри передачі (рис 8.2) діаметри ділильних кіл
d1 mz1 , [мм]
d2 mz2 , [мм]
діаметри кіл вершин
da1 d1 2m , [мм] da2 d2 2m , [мм]
діаметри кіл впадин
d f 1 d1 2,5m , [мм] d f 2 d2 2,5m , [мм]
міжосьова відстань
a d1 2 d2 , [мм]
ширина вінця зубчастого колеса
b2 bd d1 , [мм]
ширину зубчастого вінця шестірні b1 вибирають на 2-5 мм. більше ширини вінця зубчастого колеса b2 для забезпечення стабільності
зубчатого зачеплення. Висота зуба
h 2,25m , [мм]
Радіальний зазор
c 0,25m , [мм]
8.1.11. Колова швидкість коліс.
V 1d1 |
, [м/с] |
|
|
|
2 |
|
|
|
|
за швидкістю визначаємо ступінь точності виготовлення коліс |
|
|||
Ступінь точності |
6 |
7 |
8 |
9 |
Гранична колова швидкість V , м/с |
15 |
10 |
6 |
3 |
43
Рис.8.2. Геометричні розміри зубчастої передачі
8.1.12. Визначаємо сили в зачепленні. Колова сила
Ft 2T1 , [Н] d1
Радіальна сила
Fr Ft tg200 , [Н]
8.1.13. Визначаємо розрахункові напруження згину. Значення коефіцієнта динамічного навантаження KFV для прямозубих передач
KFV 1,1 при HB 350 , KFV 1,4 при HB 350 .
F1 YF1 bFmt KF KFV , [МПа]
2
F 2 F1 YF 2 , [МПа]
YF1
якщо виконуються нерівності
F1 F1 і F 2 F 2 ,
тоді міцність зубців забезпечена.
44
8.2. Розрахунок конічної зубчастої передачі
Рис.8.3. Схема конічної передачі
8.2.1. Параметри навантаження зубчастої передачі.
При короткочасному перевантаженні до 200% максимальний обертовий момент на ведучому валу
T1max 2T1 , [Н·м].
Сумарне число циклів навантаження зубців шестірні та колеса за строк служби передачі:
N 1 |
1800 1h |
|
|
|
|
|
|
|
N 2 |
|
N 2 |
|
|
i |
Еквівалентні числа циклів навантаження для розрахунків на
контактну втому NHE і |
втому при згині |
NFE |
з врахуванням |
коефіцієнтів інтенсивності |
KHE 0,18 ; KFE |
0,07 |
для режиму |
навантаження «середній нормальний».
NHE1 K HE N 1
NHE 2 K HE N 2
NFE1 KFE N 1
NFE 2 KFE N 2
8.2.2. Матеріали зубчастих коліс вибираємо так само як і в розрахунку відкритої прямозубої передачі.
8.2.3. Допустимі напруження.
Допустимі напруження на контактну витривалість. Границі контактної витривалості зубців шестірні і колеса:
H lim b1 2H1 70 , [МПа];
45
H lim b2 2H 2 70 , [МПа].
Бази випробувань для матеріалу шестірні і колеса:
NHO1 30H12,4
NHO2 30H 22,4
Оскільки NHE3 NHO3 ; NHE4 NHO4 , то коефіцієнт довговічності для зубців шестірні та колеса KHL 1.
Допустимі контактні напруження для зубців шестірні та колеса при коефіцієнті ZR 1 ( шорсткість поверхонь зубців Ra 1,25...0,63 ). Та
коефіцієнт запасу SH 1,1 знаходимо за формулою
H |
H limb ZR KHL , [МПа]; |
|
|
|
SH |
Допустимі контактні напруження: |
||
H1 |
|
H lim b1Z R K HL , [МПа]; |
|
|
sH |
H 2 |
|
H lim b2 ZR KHL , [МПа]. |
|
|
sH |
Розрахункове допустиме контактне напруження
H 0,45 H1 H 2 , [МПа].
Перевіряємо умову
H1 1,23 H 2 , [МПа].
Допустиме граничне напруження:
H max 2,8 T 2 , [МПа].
Допустимі напруження на витривалість при згині. Границі витривалості зубців при згині для бази випробувань NFO 4 106 (дивитись таблицю з розрахунку відкритої прямозубої передачі) .
F lim b1 1,8H1 , [МПа];
F lim b2 1,8H 2 , [МПа].
Оскільки NFE3 NFO ; NFE 4 NFO , коефіцієнт довговічності для зубців шестірні та колеса KFL 1 .
Для нереверсивних передач коефіцієнт KFC 1, коефіцієнт запасу
sF 2,2 .
Допустимі напруження на втому при згині:
46
F1 |
|
F lim b1KFC K FL , [МПа]; |
|
|
sF |
F 2 |
|
F lim b2 K FC K FL , [МПа]. |
|
|
sF |
Граничні допустимі напруження на згин для зубців шестірні та колеса:
F1max |
4,8H1 , [МПа]; |
|
sF |
F 2 max |
4,8H 2 , [МПа]. |
|
sF |
8.2.4. Визначення мінімального зовнішнього ділильного діаметра конічного колеса
Передавальне число передачі i . Попередньо беремо коефіцієнт ширини зубчастих вінців Kbe 0,27 . Обчислюємо коефіцієнт
K |
bd |
|
|
Kbei . |
|
|
2 |
Kbe |
|
|
|
|
За графіком [4, рис 24.5] залежно від Kbd , визначаємо коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження по ширині зубчастих вінців K H .
Для сталевих конічних коліс коефіцієнт Kd 1000 МПа1/ 3 . Мінімальний зовнішній ділильний діаметр конічного колеса
|
T K |
H |
i2 |
|
de2min Kd 3 |
1 |
|
, [мм]. |
|
Kbe (1 Kbe ) 2H |
8.2.5. Обчислення зовнішнього колового модуля
Вибираємо число зубців шестірні z1 18 , а число зубців колеса z2 iz2 . z2 - береться ціле число.
Тоді фактичне передавальне число i z2 . z1
Модуль зубців m'e dde min , [мм] z2
Отримане значення модуля округляють до стандартного значення за ГОСТ 9563-60 (див. стор.44).
47
8.2.6. Попередні значення деяких параметрів передачі Зовнішні ділильні діаметри шестірні та колеса
de1 me z1 , [мм]; de2 me z2 , [мм].
Зовнішня конусна відстань
Re 0,5me |
z12 z22 , [мм]. |
Ширина зубчастих вінців
b b1 b2 Kbe Re , [мм].
Середня конусна відстань
Rm Re 0,5b , [мм].
Середній модуль зубців
mm me Rm , [мм]. Re
Середні ділильні діаметри шестірні та колеса dm1 mm z1 , [мм];
dm2 mm z2 , [мм].
Кути при вершинах ділильних конусів шестірні та колеса
1 arctg z1 ;
z2
2 90 1 .
Колова швидкість зубчастих коліс
0,5 1dm1 , [м/с].
За даними додатку 15 виберемо ступінь точності (nст ) для всіх показників точності зубчастих коліс та передачі.
Еквівалентні числа зубців конічних шестерні та колеса
z |
z |
1 i2 |
; |
|
|||
1 |
1 |
i |
|
|
|
|
z 2 z21 i2 .
Коефіцієнт торцевого перекриття зубців
|
|
1,88 |
|
1 |
|
1 |
|
|
3,2 |
|
z |
. |
|||
|
a |
|
z |
|
|
||
|
|
|
|
1 |
|
2 |
|
Колова сила у зачеплені зубчастих коліс
48
Ft FHt FFt 2T2 , [Н].
dm3
8.2.7. Розрахунок активних поверхонь зубців на контактну витривалість
Попередньо визначимо коефіцієнти:
ZM 275 МПа1/ 2 - коефіцієнт, що враховує механічні властивості матеріалів зубчастих коліс;
ZH 1,77 - коефіцієнт форми спряжених поверхонь зубців;
Z |
|
(4 ) |
- коефіцієнт сумарної довжини контактних ліній; |
|
|
3 |
|
KH 1 - коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубцями;
K H - див. п. 4 розрахунку;
K H ... - коефіцієнт динамічного навантаження визначаємо за
даними [4, табл. 23.4]; Питома розрахункова колова сила
Ht Ft K H K H KH , [Н/мм].
0,85b
Розрахункове контактне напруження
H ZM ZH Z |
|
Ht |
|
1 i2 |
, [МПа]. |
|
i |
||||
|
dm3 |
|
|
Перевіряємо умову стійкість зубців проти втомного викришування їхніх активних поверхонь: H H хоча можливий і такий випадок,
що H H але не більше ніж на 5%.
8.2.8. Розрахунок активних поверхонь зубців на контактну міцність При дії максимального навантаження
H max H |
T1max , [МПа]. |
|
T1 |
Перевіряємо контактну міцність активної поверхні зубців:
H max H max .
8.2.9. Розрахунок зубців на витривалість при згині Розрахункові коефіцієнти:
YF 3 ... ; YF 4 ... - коефіцієнти форми зубців (див. табл. 8.6);
49
Y 1 - коефіцієнт перекриття зубців;
Y 1 - коефіцієнт нахилу зубців;
KF 1 - коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження по ширині зубчастих вінців;
KF 1,22 - коефіцієнт нерівномірності навантаження по ширині
зубчастих вінців;
K F ... - коефіцієнт динамічного навантаження зубців визначаємо за даними [4, табл. 23.4].
Питома розрахункова колова сила
Ft Ft K F K F K F , [Н/мм].
0,85b
Розрахункове напруження згину в зубцях шестірні та колеса
|
|
Y |
|
Y Y |
|
Ft |
, [МПа] < |
|
|
, [МПа]; |
||
|
F1 |
|
F1 |
|
mm |
|
|
F1 |
|
|||
|
|
Y |
|
Y Y |
Ft |
МПа. < |
|
|
, [МПа]; |
|||
|
F 2 |
|
|
F 2 |
|
|
mm |
|
F 2 |
|
|
Стійкість зубців проти втомного руйнування при згині забезпечується.
8.2.10. Розрахунок зубців на міцність при згині Під час дії максимального навантаження
F1max |
F1 |
T1max , [МПа] < F1max , [МПа]; |
|
|
T |
|
|
1 |
F 2 max |
F 2 |
T2 max , [МПа] < F 2 max , [МПа]. |
|
|
T2 |
Міцність зубців на згин під час дії максимального навантаження забезпечується при виконанні попередніх умов.
50