- •1 Кінематичний розрахунок приводів машин
- •4 А х х ххх х х х у3
- •2. Приклад кінематичного розрахунку приводу.
- •2 Розрахунок зубчастих передач
- •1.1 Указівки на вибір матеріалів зубчастих передач
- •2. Указівки на вибір напруг, що допускаються при розрахунках зубчастих передач.
- •2.2. Вибір допустимих напружень при розрахунках зубчастих передач на згинальну витривалість.
- •3. Порядок розрахунку циліндричних зубчастих передач
- •3.1. Вибирають матеріал зубчастих коліс. Призначають термообробку шестірні і колеса (п.1).
- •3.5. Перевірочний розрахунок передачі.
- •3.6. Геометричний розрахунок передачі.
- •3.7. Силовий розрахунок передач.
- •3.8. Вказівки по розрахункам відкритих циліндричних зубчастих передач.
- •4. Указівки з розрахунку конічних зубчастих передач.
- •4.1. Загальні відомості.
- •4.2. Порядок розрахунку конічних зубчастих передач.
- •4.3. Указівки з розрахунку відкритих конічних зубчастих передач
- •5. Приклади розрахунку зубчастих передач
- •5.1. Розрахунок прямозубої циліндричної передачі.
- •5.2. Розрахунок косозубої циліндричної передачі
- •5.3. Розрахунок відкритої прямозубої циліндричної передачі
- •5.4. Розрахунок конічної зубчастої передачі.
- •5.5. Розрахунок відкритої конічної передачі.
- •3 Розрахунок черв’ячних передач
- •1. Вказівки по вибору матеріалу для черв’ячних передач
- •Вибір матеріалу для черв’яка
- •Вибір матеріалу для черв’ячних коліс
- •2. Вибір допустимих напружень при розрахунку черв’ячних передач
- •3. Вказівки по розрахунку черв’ячних передач з циліндричним черв’яком
- •3.1 Порядок розрахунку черв’ячних передач
- •3.2 Проектний розрахунок
- •3.3 Перевірочний розрахунок
- •3.4 Геометричний розрахунок
- •3.5 Силовий розрахунок
- •3.6 Тепловий розрахунок
- •3.7 Приклад розрахунку черв’ячної передачі редуктора
3. Порядок розрахунку циліндричних зубчастих передач
3.1. Вибирають матеріал зубчастих коліс. Призначають термообробку шестірні і колеса (п.1).
3.2. Визначають допустимі напруження σHP (п.2), прийнявши
ZR · ZV · KL · KXH = 0,9.
3.3. Виконують проектний розрахунок передачі на контактну витривалість. Проектний розрахунок служить тільки для попереднього визначення розмірів і не може замінити перевірочних розрахунків на контактну витривалість зубців при згині.
Вихідними даними для проектного розрахунку на контактну витривалість є: циклограма навантаження; параметр ; передаточне числои; вид передачі – прямозуба або косозуба; термічна або хімікотермічна обробки і твердість робочих поверхонь зубців.
Алгоритм проектного розрахунку на контактну витривалість:
1) визначення попереднього значення діаметра початкового кола, шестерні, мм:
, (2.12)
де Kd – допоміжний коефіцієнт (табл. 12)
Таблиця 12
Коефіцієнт |
Вид коліс |
Матеріал шестерні і колеса | |||||
Сталь-сталь |
Сталь -чавун |
Сталь - бронза |
Чавун - чавун |
Текстоліт -сталь |
Поліамід (капролон)-сталь | ||
Kd, МПа1/3 |
Прямозубі |
770 |
700 |
680 |
645 |
310 |
240 |
Косозубі |
675 |
610 |
600 |
565 |
270 |
210 | |
Шевронні |
675 |
610 |
600 |
565 |
270 |
210 | |
zm, МПа1/2 |
- |
275 |
234 |
225 |
209 |
69,5 |
47,5 |
Т1Н – крутний момент на шестерні, Н·м.
У якості розрахункового приймається максимальне значення крутного моменту по циклограмі навантаження (див.мал.1,б), число циклів дії якого перевищує 5·104;
КНВ – коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження по ширині вінця, визначають по табл.13;
ψbd- коефіцієнт ширини зубчастих коліс відносно діаметра, приймається = 0,20...1,6. Менші значення – для рухливих блоків коробок передач, великі – для редукторів з косозубими і шевронними колесами (табл.14)
σHP – допустима контактна напруга, Мпа. Визначається відповідно до п.2. При цьому приймають ZR · ZV · KL · KXH = 0,9;
и – передаточне число;
2) визначення модуля і чисел зубців:
Для орієнтованої оцінки величини m зазвичай використовують табл.15. Вибравши по табл. 15 значення коефіцієнта ширини зубчастого колеса відносно модуля ψm, визначають модуль, мм:
mt = b / ψm , (2.13)
де
b = ·. (2.14)
Модуль узгоджується зі стандартом Т СЕВ 310-76 (табл.16). Для силових передач рекомендується приймати m ≥ 1,5 мм.
Таблиця 13
Відносна ширина колеса |
Симетричне розташування шестерні відносно опори |
Несиметричне розташування шестерні відносно опори |
Консольне розташування одного з коліс | ||||||||||||||
Жорсткий вал L/dоп ≤ 3…6 |
Менш жорсткий вал L/dоп > 6 | ||||||||||||||||
При твердості робочих поверхонь зубців, НВ |
При твердості робочих поверхонь зубців, НВ |
При твердості робочих поверхонь зубців, НВ |
При твердості робочих поверхонь зубців, НВ | ||||||||||||||
>350 |
< 350 |
>350 |
< 350 |
>350 |
< 350 |
>350 |
< 350 |
>350 |
< 350 |
>350 |
< 350 |
>350 |
< 350 |
>350 |
< 350 | ||
0,2 |
1,0 |
1,0 |
1,0 |
1,0 |
1,01 |
1,0 |
1,02 |
1,01 |
1,06 |
1,02 |
1,1 |
1,05 |
1,15 |
1,07 |
1,25 |
1,13 | |
0,4 |
1,01 |
1,0 |
1,03 |
1,01 |
0,05 |
1,02 |
1,07 |
1,04 |
1,12 |
1,05 |
1,20 |
1,12 |
1,35 |
1,15 |
1,55 |
1,28 | |
0,6 |
1,03 |
1,01 |
1,05 |
1,02 |
1,09 |
1,04 |
1,13 |
1,07 |
1,20 |
1,08 |
1,30 |
1,17 |
1,60 |
1,24 |
1,90 |
1,50 | |
0,8 |
1,06 |
1,03 |
1,08 |
1,05 |
1,14 |
1,06 |
1,20 |
1,11 |
1,27 |
1,12 |
1,44 |
1,23 |
1,85 |
1,35 |
2,30 |
1,70 | |
1,0 |
1,10 |
1,04 |
1,15 |
1,08 |
1,18 |
1,08 |
1,27 |
1,15 |
1,37 |
1,15 |
1,57 |
1,32 |
- |
- |
- |
- | |
1,2 |
1,13 |
1,05 |
1,18 |
1,10 |
1,25 |
1,10 |
1,37 |
1,20 |
1,50 |
1,18 |
1,72 |
1,40 |
- |
- |
- |
- | |
1,4 |
1,15 |
1,07 |
1,25 |
1,13 |
1,32 |
1,13 |
1,50 |
1,25 |
1,60 |
1,23 |
1,85 |
1,50 |
- |
- |
- |
- | |
1,6 |
1,20 |
1,08 |
1,30 |
1,16 |
1,40 |
1,16 |
1,60 |
1,32 |
- |
1,28 |
- |
1,60 |
- |
- |
- |
- |
Примітка: 1. L – відстань між опорами вала, мм; dоп – діаметр вала під опорами, мм.
2. Для відповідальних передач КНβ і КFβ визначаються по дод.3 до ДЕСТ 21354-75.
3. Якщо матеріалом одного з коліс є текстоліт, поліамід або ДСП, то КFβ = КНβ =1
Таблиця 14
Розташування колеса щодо опор |
при твердості робочих поверхонь зубців | |
НВ2 ≤ 350 або НВ1, НВ2 ≤ 350 |
НВ2 і НВ1 > 350 | |
Симетричне |
0,8…1,4 |
0,4…0,9 |
Несиметричне |
0,6…1,2 |
0,3…0,6 |
Консольне |
0,3…0,6 |
0,2…0,35 |
Примітка: 1. Великі значення для постійних і близьких до них навантажень;
для твердих конструкцій валів і опор.
2. Для шевронних передач при bW, рівній сумі напівшевронів,
можна збільшувати в 1,3…1,4разу.
Таблиця 15
Конструкція |
ψm = b / m |
Сильнонавантажені точні передачі, вали, опори і корпуси підвищеної твердості: НВ ≤ 350 НВ > 350 |
45…30 30…20 |
Звичайні передачі редукторного типу в окремому корпусі з досить жорсткими валами й опорами (і інші аналогічні): НВ ≤ 350 НВ > 350 |
30…25 20…15 |
Грубі передачі, наприклад з опорами на сталевих конструкціях (кранові і т.п.) або з погано обробленими колесами (лиття), а також відкриті передачі з консольними валами (конічні), рухливі колеса коробок швидкостей |
15…10 |
Примітка. Нижні значення ψm для повторно-короткочасних режимів роботи,
значних перевантажень і середніх швидкостей; верхнє значення ψm – для тривалих режимів роботи, невеликих перевантажень і високих швидкостей.
Таблиця 16
т мм |
1ряд |
1 |
1,25 |
1,5 |
2,0 |
2,5 |
3 |
4 |
5 |
6 |
8 |
10 |
12 |
16 |
20 |
2ряд |
1,125 |
1,375 |
1,75 |
2,25 |
2,75 |
3,5 |
4,5 |
5,5 |
7 |
9 |
11 |
14 |
18 |
22 |
Примітка: 1. Для косозубих і шевронних циліндричних коліс з даних рядів
призначається модуль у нормальному перерізі до зуба.
2. Перевагу слід надати першому ряду.
При відомому модулі визначають всі інші параметри передачі:
z1 = (d1 · cosβ) / mn (2.15)
z2 = z1 ·і (2.16)
d2 = mn · z2 / cosβ , (2.17)
де z1 > zтіп;
z1 і z2 – цілі числа;
β – кут нахилу зубців (для редукторів загального призначення з косими зубцями β = 8…180, для шевронних коліс β = 25…400).
3.4. Визначають уточнені значення допустимих напруг σНP1, σНP2, σFP1, σFP2 (п.2).