- •1. КОРОБКА ВІДБОРУ ПОТУЖНОСТІ ПОЖЕЖНОГО АВТОМОБІЛЯ ТА ЇЇ КОНСТРУКТИВНА ОСОБЛИВІСТЬ
- •2. РОЗРАХУНОК КОРОБКИ ВІДБОРУ ПОТУЖНОСТІ
- •2.1. Кінематичний аналіз КВП
- •2.2.1.Розрахунок на контактну міцність зубчастої передачі
- •2.2.2. Розрахунок на міцність зубчастої передачі при згинанні
- •2.3. Визначення допустимих напружень
- •3. КОМПОНОВУВАННЯ ЗУБЧАСТОЇ ПЕРЕДАЧІ КВП
- •4. ПЕРЕВІРОЧНИЙ РОЗРАХУНОК ВИХІДНОГО ВАЛА
- •4.1. Основний розрахунок вала
- •4.3. Розрахунок сполучень вал-маточина
- •5. РОЗРАХУНОК ШПОНКОВОГО З'ЄДНАННЯ
- •6. РОЗРАХУНОК ШЛІЦЬОВОГО З'ЄДНАННЯ
- •7. РОЗРАХУНОК ПІДШИПНИКІВ КОЧЕННЯ
- •8. КОНСТРУЮВАННЯ КВП
- •8.1. Конструювання вала
- •8.2. З’єднання зубчастих коліс з валами
- •8.3. Конструювання підшипникових вузлів
- •8.4. Кріплення кришок
- •8.5. Змащення
- •8.6. Шліцьовий вал. Муфти
- •8.7. Втулки та кільця
- •9. РОБОЧА ДОКУМЕНТАЦІЯ ПРОЕКТУ
- •9.1. Загальні правила виконання креслень
- •9.2. Складання специфікацій
- •9.3. Конструкторська документація проекту
- •ДОДАТКИ
Під час роботи зубчастої передачі між зуб′ями спряжених зубчастих коліс виникає сила тиску F , спрямована по лінії зачеплення N − N , яка проходить через полюс зачеплення P (Рисунок 2.2). На працездатність зуб′їв впливають напруження згинання σF в їхніх поперечних перерізах
(призводить до зламу зуб′їв) та контактні напруження σH в їхніх повер-
хневих шарах (призводить до викришування останніх). Обидва напруження, змінні у часі, можуть бути причиною руйнування зуб′їв внаслідок втомленості, що є небезпечним з точки зору виходу з ладу не тільки зубчастої передачі, а й валів і підшипників. Розрахунок зуб′їв закритих передач проводять на контактну міцність (основний розрахунок) та згинання (перевірочний розрахунок) згідно з ГОСТ 21354-87 [1].
2.2.1.Розрахунок на контактну міцність зубчастої передачі
Розглядається визначення контактного напруження в полюсі зачеплення 2-го та 3-го зубчастих коліс за формулою
σH = ZE ZH Zε |
|
Ft |
|
u2 +1 |
KHα KHβ KHV , |
(2.18) |
b3 |
d3 |
|
||||
|
|
u2 |
|
в якій Z та K - відповідно спеціальні та загальні коефіцієнти для розрахунку на контактну міцність, на що вказує наявність літери H в позначенні коефіцієнтів, b3 - ширина 3-го колеса, яка приймається рівною b1,
мм, Ft - окружна сила на ділильному циліндрі, Н, визначається за фор-
мулою (крутний момент T має розмірність Н м, діаметр ділильного кола d - мм, що зумовлює появу множника 103)
F = 2 103 |
|
T2 |
= 2 103 |
T3 |
(2.19) |
|
|
||||
t |
|
d2 |
|
d3 |
|
|
|
|
|
Коефіцієнт, що враховує механічні властивості спряжених 2-го та 3-го зубчастих коліс, ZE , Па1/2, визначається
ZE = |
|
|
|
|
|
1 |
|
|
|
. |
(2.20) |
|
|
1 |
|
2 |
|
|
2 |
|
|||||
|
|
|
|
|
|
|||||||
|
π |
− μ2 |
|
+ |
|
1 − μ3 |
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
E |
|
|
|||||
|
|
|
|
E |
2 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
3 |
|
|
|
13
За умов E2 = E3 = E та μ2 = μ3 = μ=0,3 приймають ZE = 0,175E , що для сталі при E =2,1 105 МПа остаточно дає ZE ≈190 103 Па1/2.
Коефіцієнт, що враховує форму спряжених поверхонь зуб'їв в полюсі зачеплення, ZH , визначається за формулою (якщо αtw =αt )
ZH = |
1 |
|
2cos βb . |
(2.21) |
|
cosαt |
|||||
|
|
tgαt |
|
Коефіцієнт, що враховує сумарну довжину контактних ліній, Zε , залежить, по-перше, від коефіцієнту торцевого перекриття εα , по-друге, від коефіцієнту осьового перекриття εβ . Для визначення першого з них
потрібно зробити певні попередні розрахунки, а саме визначити кути αa профілю зуба в точках на окружностях вершин
αa2 |
= arccos db2 |
, αa3 |
= arccos db3 . |
(2.22) |
|
da2 |
|
da3 |
|
Далі визначаються складові коефіцієнту торцевого перекриття, сума яких і дає остаточне значення
ε |
α2 |
= |
z2 (tgαa2 −tgαt ) |
|
, ε |
α3 |
= |
z3 (tgαa3 −tgαt ) |
, (2.23) |
|
2π |
2π |
|||||||||
|
|
|
|
|
||||||
|
|
|
|
|
|
|
εα =εα2 +εα3 .
Коефіцієнт осьового перекриття εβ ( px - осьовий крок, мм) є добавкою, на яку збільшується загальний коефіцієнт перекриття,
ε |
|
= bw , де p |
x |
= |
π m |
, b |
= b . |
(2.24) |
|
sin β |
|||||||
|
β |
px |
|
w |
3 |
|
З урахуванням отриманих значень визначається сумарний коефіцієнт перекриття εγ = εα +εβ . Для косозубих передач коефіцієнт Zε
Zε |
= |
(4 −εα ) (1 −εβ ) |
+ |
εβ |
, для εβ <1; |
(2.25) |
||
|
|
|
|
|||||
3 |
|
|
εα |
|||||
|
|
|
|
|
|
|
14
|
|
|
|
Zε |
|
= |
|
1 |
, для εβ |
≥1. |
|
|
|
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||
|
|
|
|
|
|
|
εα |
|
|
|
|
|
|||
|
Окружна швидкість обертання зубчастих коліс |
V = |
π d2 n2 |
та |
|||||||||||
|
|
||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
2 |
60000 |
|
|
|
π d3 n3 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
V = |
, м/с ( d |
2 |
, d |
3 |
- в мм, n , n |
- в об/хв.) на ділильному колі |
|||||||||
|
|||||||||||||||
3 |
60000 |
|
|
|
2 |
3 |
|
|
|
|
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
за умов відсутності ковзання має бути однаковою V2 =V3 =V , хоча де-
які неістотні розбіжності можуть бути внаслідок похибок округлення. Залежно від швидкості (15≤V ≤30 м/с для косозубої передачі) за нормами плавності обирається 7-ий ступінь точності (за ГОСТ 1643-81) та в подальшому позначається nCΤ=7.
Коефіцієнт, що враховує вплив виду зубчастої передачі та модифікації профілю головок зуб′їв, для косих зуб′їв при твердості зубчастих
коліс H2 > 350HV і H3 > 350HV дорівнює δH =0,004. Коефіцієнт, що враховує вплив різниці кроків зачеплення зуб′їв 2-го та 3-го коліс,
gΟ, обирається за Таблицею 2.1. |
|
|
|
Таблиця 2.1. |
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
Модуль m , |
|
Ступінь точності за нормами плавності |
|
|||||
|
мм |
5 |
6 |
7 |
8 |
9 |
|
10 |
|
|
До 3,55 |
28 |
38 |
47 |
56 |
73 |
|
100 |
|
|
3,55….10 |
31 |
42 |
53 |
61 |
82 |
|
110 |
|
|
Вище 10 |
37 |
48 |
64 |
73 |
100 |
|
135 |
|
Твердість зубчастих коліс визначається в одиницях HB (твердість за Бринеллем, розмірність – Па), HV (твердість за Віккерсом, розмірність – Па), HRC (твердість за Роквеллом, безрозмірна величина). Питома окружна динамічна сила wHv має розмірність Н/мм (V - м/с, aW 2 -
мм) і використовується при обчисленні динамічної добавки νH
w |
=δ |
H |
g |
Ο |
V aW 2 |
, ν |
H |
= |
wHv bw d2 |
. |
(2.26) |
|
|
||||||||||||
Hv |
|
|
u2 |
|
2000 |
T2 |
|
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|
Остання, в свою чергу, необхідна для визначення коефіцієнта, вує динамічне навантаження, яке виникає в зачепленні, KHV
Коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зуб′ями,
що врахо-
=1 +νH .
KHα , ви-
15
значається відповідно до окружної швидкості та ступеня точності nCΤ з графіку на Рисунку 2.2.
Рисунок 2.2.
Для розрахунку коефіцієнта, що враховує нерівномірність розподілу навантаження по довжині контактних ліній, KHβ , необхідно визначити
коефіцієнти ширини зубчастого вінця відносно діаметрів
|
Ψ |
= bw , Ψ |
|
= bw . |
(2.27) |
|
bd 2 |
bd 3 |
d3 |
|
|
|
|
d2 |
|
|
|
Зважаючи на |
отримані |
значення |
та твердість |
зубчастих коліс |
|
( H2 > 350HV і |
H3 > 350HV ), а також їхнє розташування відносно |
опор (симетричне), можна користуватися методикою визначення зазначеного коефіцієнта з графіка на Рисунку 2.3.
16