- •1 ЗАГАЛЬНІ ВІДОМОСТІ ПРО ПРИВОДИ
- •1.2 Огляд основних типів редукторів
- •Коефіцієнт корисної дії приводу
- •Таблиця 2.1- Значення ККД для механічних передач
- •Ланцюгова
- •Таблиця 2.2- Передаточні числа циліндричних зубчастих передач
- •(ГОСТ 2186-66)
- •Таблиця 2.3- Загальні передаточні числа двоступеневих редукторів
- •(ГОСТ 2186-66)
- •Таблиця 2.4- Передаточні числа конічних зубчастих передач
- •(ГОСТ 12289-76)
- •Таблиця 2.5- Передаточні числа черв’ячних передач (ГОСТ 2144-76)
- •Назва редуктора
- •Таблиця 2.7 - Рекомендовані значення u для різних типів редукторів
- •Тип передачі
- •Схема редуктора
- •Значення uп
- •Двоступеневий
- •циліндричний
- •редуктор
- •Розгорнута схема
- •Двоступеневий
- •співвісний редуктор
- •Двоступеневий
- •співвісний редуктор з
- •внутрішнім
- •зачепленням
- •Швидкохідна ступінь
- •Циліндрично-
- •черв’ячний редуктор
- •Продовження таблиці 2.7
- •Циліндрично-черв’ячний
- •редуктор
- •Черв’ячно-циліндричний
- •редуктор
- •Одноступеневі:
- •Таблиця 3.2 - Рекомендовані поєднання матеріалів шестірні
- •Поверхневе гартування
- •Таблиця 3.5 – Значення показників степеня кривої втоми m
- •Таблиця 3.7 - Границі витривалості зубців при згині
- •Сталі
- •Таблиця 3.16 - Коефіцієнт форми зубців YF
- •Площа
- •Таблиця 7.1 – Визначення сил в зачепленні механічних передач
- •Вид передачі
- •Значення сили, Н
- •Колова
- •Радіальна
- •Осьова
- •Колова
- •Радіальна
- •Осьова
- •Колова
- •Радіальна
- •Осьова
- •Муфта
- •Радіальна
- •Вал – шестірня
- •Вал – колеса
- •Таблиця 8.1 – Розміри проточок для різьби під круглі гайки
- •Умови роботи підшипника
- •Поля допусків
- •Таблиця 8.6 - Пластичні мастильні матеріали
- •Таблиця 8.7 – Манжети гумові армовані
- •Таблиця 9.1 - Значення коефіцієнта режиму навантаження К
- •Машини
- •L, мм не більше
- •Твердість згідно з ГОСТ 263-75, ум., од. ............…………………………...... 50—65
- •Таблиця 9.7 – Розміри і параметри муфти пружної втулково-пальцевої
- •Закінчення таблиці 9.7
- •Таблиця 9.8– Розміри (мм) пальців і втулок муфти пружної втулково-пальцевої
- •Закінчення таблиці 9.15
- •Таблиця 9.18 – Розміри і параметри ланцюгової однорядної муфти
- •Таблиця 10.11 - Зубці і вінець зірочки в поперечному перерізі
- •Параметри
- •Орієнтовні значення, мм
- •Параметри
- •Орієнтовні значення, мм
- •Розміри елементів спряжень литих корпусів, мм
- •Розміри елементів фланців литих корпусів, мм
- •Розміри гнізд підшипників і кришок, що прикручуються, мм
- •Кріплення
- •Кріплення
- •Кріплення
- •Кришки врізні, мм
- •Таблиця 10.14 - Кришка оглядового вікна
- •Таблиця 10.17 Пробки для зливу масла
- •Таблиця 10.33 Значення в’язкості масел, що рекомендуються для змащування черв’ячних передач при 1000С
- •Таблиця 10.38 - Види допусків
- •Найбільш раціонально розпочинати компонування цього редуктора з вхідного і вихідного валів. Після попереднього конструктивного оформлення підшипникових вузлів можна переходити до проміжного вала.
- •Параметри
- •Продовження таблиці 10.44
- •перетворимо нерівності (11.4), (11.5) в рівності і одержимо:
- •де Рвих – потужність на вихідному валі приводу, Вт.
- •Допустимі контактні напруження для шестірні і колеса
- •Еквівалентне число зубців шестерні і колеса
- •Допустимі контактні напруження для шестірні і колеса
- •2 ПРОЕКТУВАННЯ ПРИВОДУ
- •2.1. Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок приводу
- •Кутова швидкість вала електродвигуна
- •Допустимі контактні напруження для шестірні і колеса
- •2.4. Попередній розрахунок валів редуктора
- •Розрахункове значення кроку ланцюга
- •Розрахункова міжосьова відстань
- •Товщина фланців корпуса і кришки редуктора
- •Вихідний вал редуктора
- •4 ПРОЕКТУВАННЯ ПЕРЕДАЧІ
- •5.1 Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок приводу
- •Кутова швидкість вала електродвигуна
- •Література
- •Потуж-
- •Синхронна частота обертання, хв-1
- •Типо-
- •розмір
- •Типо-
- •розмір
- •Типо-
- •розмір
- •Типо-
- •розмір
- •Таблиця B.1 - Ланцюги типу ПРА
- •Таблиця B.2 - Ланцюги типу ПР
- •Таблиця B.3 - Ланцюги типу 2ПР
- •Таблиця B.4 - Ланцюги типу 3ПР
- •Таблиця B.5 – Ланцюги типу 4ПР
- •Таблиця B.6 – Ланцюги типу ПВ і 2ПВ
- •Таблиця В.7 – Ланцюги типу ПРИ
- •Розміри, мм
- •Розрахункові параметри
- •Особливо легка серія діаметрів 1, серія ширин 7
- •Особливо легка серія діаметрів 1, серія ширин 7
- •Легка серія діаметрів 2, серія ширин 0
- •Підшипник 315 ГОСТ 8338-75
- •Таблиця Г.2 - Кулькові підшипники радіальні дворядні сферичні
- •Легка серія
- •Легка широка серія
- •Середня серія
- •Середня широка серія
- •Підшипник 1204 ГОСТ 5720 -75
- •Кульки
- •Особливо легка серія
- •Легка серія
- •Важка серія
- •Приклад умовного позначення підшипника за ГОСТ 831 -75 з умовним позначенням 46205:
- •Підшипник 46205 ГОСТ 831-75
- •Таблиця Г.4-Роликові підшипники радіальні з короткими циліндричними роликами
- •Розміри, мм
- •Надлегка серія
- •Особливо легка серія
- •Легка широка серія
- •Середня серія
- •Середня широка серія
- •Важка серія
- •Підшипник 32315 ГОСТ 8328-75
- •Еквівалентне осьове навантаження
- •Легка серія діаметрів 2
- •Середня серія діаметрів 3
- •Важка серія діаметрів 4
- •Підшипник 8210 ГОСТ' 6874-75
- •Розміри, мм
- •Надлегка серія діаметрів 9
- •Особливо легка серія діаметрів 1
- •Легка серія діаметрів 2
- •Середня серія діаметрів 3
- •Середня широка серія діаметрів 6
- •Розміри, мм
- •Ролики
- •Розрахункові параметри
- •Підшипник 27312 ГОСТ 7260-81
- •Таблиця Д.15 – Шайби кінцеві (ГОСТ 14734-69)
- •Таблиця Д.16 – Шпильки з кінцем, що вгвинчується, довжиною
- •1d (ГОСТ 22032-76), 1,25d (ГОСТ 22034-76), 2d (ГОСТ 22038-76)
- •Таблиця Д.18 – Штифти конічні (ГОСТ 3129-70)
- •Таблиця Д.20-Збіги, проточки та фаски для метричної різьби ГОСТ 10549-80
- •Таблиця Д.23 – Кришки торцеві з отвором під манжетне ущільнення
- •(ГОСТ 18512-73)
- •Таблиця Д.26 – Кришки (торцеві та врізні) під регулювальні гвинти
- •Таблиця Д.27 – Стальні ущільнюючі шайби
Розділ 3 |
Циліндричні зубчасті передачі |
YN = mF |
NFO |
, |
(3.7) |
|
|||
|
NFE |
|
|
тут mF - показник степеня кривої втоми, який беруть mF=6 для коліс з твер- |
|||
дістю H<350HB; mF=9 - для зубчастих коліс із нешліфованою перехідною |
|||
поверхнею при H>350НВ; |
|
NFE - еквівалентне число циклів зміни напружень згину за термін служ- |
|||||
би передачі, яке визначають з врахуванням режиму навантаження передачі. |
|||||
Таблиця 3.7 - Границі витривалості зубців при згині |
|
|
|||
|
Термо- |
Твердість зубців |
σF lim b |
|
|
Сталі |
обробка |
|
|
|
|
|
зубців |
поверхні |
серцевини |
МПа |
|
|
|
|
|
|
|
Вуглецеві та леговані 40, |
Нормалізація, |
180-300НВ |
180-300НВ |
1,8НHB |
|
45, 40Х, 40ХН |
поліпшення |
|
|||
Леговані 40Х, 40ХН, |
Об’ємне |
45-55НRС |
45-55HRC |
600 |
|
40ХФА |
гартування |
|
|||
Леговані 20Х, 12ХНЗА, |
Цементація |
56-62HRC |
24-40HRC |
800 |
|
20ХГТ |
|
||||
|
|
|
|
|
|
Леговані 40Х, 40ХФА, |
Азотування |
560-700HV |
24-40HRC |
300+12HHRC |
|
38ХМЮА |
|
||||
|
|
|
|
|
|
|
NFE = μF NΣ . |
|
(3.8) |
||
Необхідно врахувати такі обмеження на коефіцієнт YN: |
|
|
|||
якщо NFO<NFE, YN=1; |
|
|
|
|
|
якщо NFO>NFE i mF=6, YN≤2,08, |
|
|
|
||
а якщо mF=9, YN≤1,63. |
|
|
|
|
|
Для розрахунку σFP границю витривалості σF lim b беруть з врахуван- |
|||||
ням рекомендацій таблиці 3.7. |
|
|
|
|
Граничне допустиме напруження на згин σ F max |
, що використовують |
||||
у розрахунках зубців на міцність при згині максимальним навантаженням, |
|||||
визначають за формулою: |
|
|
σF lim M |
|
|
σ |
FP max |
= |
. |
(3.9) |
|
|
|
SF |
|
||
|
|
|
|
Тут граничне σ F lim М , що не спричиняє залишкових деформацій, рекомендують брати таке:
σ F lim М = 4,8 ННВ (МПа) - для легованих та вуглецевих сталей після нормалізації та поліпшення;
σF lim М = 6 ННВ (МПа) - для легованих та чавунних сталей після гартування з нагріванням СВЧ і твердістю 200...300НВ;
σF lim М = 2800 МПа - для легованих сталей з вмістом нікелю більше 1% після об’ємного гартування.
29
Розділ 3 |
Циліндричні зубчасті передачі |
3.3 Проектування циліндричної зубчастої передачі
Вихідними даними для проектного розрахунку передачі є такі:
-розрахункове діюче навантаження Т1;
-передаточне число передачі u;
-коефіцієнт ширини вінця зубчастого колеса ψba = b / aw або ψbd = b / d1 ;
-типовий режим роботи передачі та строк її служби;
-матеріал зубчастих коліс та їх термообробка, твердість активних поверхонь.
Проектування зубчастої передачі починається з вибору матеріалів зубчастих коліс і їх термообробки. Для вибраного матеріалу визначаються допустимі контактні напруження і напруження згину. Методику розрахунку допустимих напружень дивись у попередньому розділі. Наступні розрахунки передачі виконуються у такій послідовності:
1.Із умови міцності робочих поверхонь зубців на контактну втому визначити основний геометричний параметр циліндричної зубчастої передачі –
міжцентрову відстань
awmin = Ka (u ±1) |
T1 K Hβ |
, |
(3.10) |
3 |
ψbaσHP2 u |
|
|
|
|
|
|
де Т1 – крутний момент на валу шестірні: σHP |
- допустимі контактні на- |
пруження; Ka - розрахунковий коефіцієнт; u – передаточне число передачі. У формулі (3.10) необхідно брати Т1 у Нм, σHP у МПа, aw у мм. Коефіцієнту Ka надається деяке наближене значення:
Ka =495 МПа1/3 – для стальних прямозубих передач. Ka =430 МПа1/3 – для стальних косозубих передач. Ka =415 МПа1/3 – для чавунних прямозубих передач. Ka =360 МПа1/3 – для чавунних косозубих передач.
Ширина зубчастого вінця колеса визначається у долях aw або у долях d1 :
|
b2 =ψba aw ; |
b2 =ψbd d1 , |
|
де |
ψba - коефіцієнт ширини |
вінця, який може приймати значення |
|
ψba =0,2…0,8 в залежності |
від |
конструктивних особливостей передачі |
|
(табл.3.8). |
|
|
|
|
Граничні значення ψba повинні бути такими, щоб виконувались умови: |
||
ψbd |
= 0,5ψba ( u +1) ≤ 1 - для прямозубих передач, ψbd ≤ 1,5 - для косозубих |
||
передач і ψbd ≤ 2,5 - для шевронних передач. |
|||
|
Нерівномірність розподілу |
навантаження враховується коефіцієнтом |
K Hβ , значення якого визначаються за табл.3.8 та рис.3.2.
Обчислену міжцентрову відстань необхідно округлити до найближчого більшого стандартного значення (табл.3.9).
30
Розділ 3 |
Циліндричні зубчасті передачі |
Таблиця 3.8- Значення коефіцієнта ψba
Розмще- |
Симет- |
Несимет- |
Внутрішнє |
Консольне роз- |
Шевронна |
ння коліс |
ричне |
ричне |
зачеплення |
міщення одного з |
передача |
|
|
|
|
коліс |
|
ψba |
0,315; 0,4 |
0,25; 0,315 |
0,315; 0,4 |
0,2; 0,25 |
0,4; 0,5 |
Більше з пари значень приймають при постійному навантаженні
Таблиця 3.9 - Значення міжосьової відстані aw ГОСТ 2144-76
1 ряд |
|
40 |
50 |
63 |
80 |
100 |
125 |
160 |
200 |
250 |
315 |
400 |
500 |
2 ряд |
|
|
|
|
71 |
90 |
112 |
140 |
180 |
225 |
280 |
355 |
450 |
Примітка |
: |
перевагу |
надавати першому ряду. |
|
|
|
|
|
|||||
2. Модуль зубців зубчастих коліс. |
|
|
|
|
|
||||||||
m'n |
= (0,01...0,02)aw |
- для коліс з Н<350 HB; |
|
|
|
||||||||
m'n |
= (0,0125...0,0315)aw - для коліс з H>350 HB. |
|
|
Кінцеве значення модуля приймаємо згідно з ГОСТ 9563-80. Для силових передач m ≥1,5мм.
Таблиця 3.10 - Значення модуля m ГОСТ 9563-80
|
1 ряд |
1,5 |
2,0 |
2,5 |
3,0 |
4,0 |
5,0 |
6,0 |
8,0 |
10 |
12 |
16 |
|
|
2 ряд |
1,75 |
2,25 |
2,75 |
3,5 |
4,5 |
5,5 |
7,0 |
9,0 |
11 |
14 |
18 |
|
|
Примітка: Перевагу надавати першому ряду. |
|
|
|
|
|
|||||||
3. Ширина зубчастого вінця колеса: |
|
|
|
|
|
|
|
||||||
|
|
|
|
b2 |
=ψba a w |
|
|
|
|
|
(3.11) |
округлюється до найближчого більшого цілого значення.
Ширина зубчастого вінця шестірні b1 береться більшою з метою компенсації можливого зміщення шестірні відносно колеса. Можна брати
b1 = b2 + 2m з наступним заокругленням до цілого числа. У шевронній передачі b1 = b2 .
4. Попереднє значення кута нахилу зубців.
Для косозубої передачі попередньо задаються кутом β у ме-
жахβ = 80 ...200 , а для шевронної β = 300 ...350 . |
|
|||
5. Число зубців шестірні z1 і колеса z2 . |
|
|||
Попередньо визначаємо z1 за формулою |
|
|||
z1' = |
2aw cos β |
|
(3.12) |
|
mn (u +1) |
||||
|
|
|||
і результат округлюємо до найблищого цілого числа. |
|
Число зубців колеса рівне z'2 = z1' u . Отримане число необхідно округлити до найближчого цілого числа.
31
Розділ 3 |
Циліндричні зубчасті передачі |
17 −для прямозубих передач
Якщо z1 < zmin = 17 cos3 β −длякосозубих і шевронних передач,
то у зубцях буде місце підрізання ніжки зубців. Для уникнення цього явища
єдва шляхи:
-взяти із стандартного ряду найблищий менший модуль, (при умові, що
він відповідає вимогам п.2), повторно перерахувати z1 і знову порівняти з
zmin .
- проектувати шестірню і колесо із зміщенням з коефіцієнтами х1 і х2
x |
= |
zmin − z1 |
; |
x |
2 |
= −x . |
(3.13) |
|
|||||||
1 |
|
zmin |
|
1 |
|
||
|
|
|
|
|
|
Після остаточно визначених z1 і z2 уточнити передаточне число u
u = z2 z1 .
Відхилення фактичного уточненого передаточного числа від визначеного у розд.2 uзп не повинно перевищувати 2,5% при u ≤4,5 і 4% при u>4,5 , тобто
u = |
|
u −u p |
|
100 ≤ 2,5% |
або 4% . |
(3.14) |
|||
|
|
|
|
|
|||||
|
u p |
|
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
||
Після уточнення обчислених параметрів зубчастого зачеплення для |
|||||||||
прямозубої передачі визначаємо фактичну міжцентрову відстань |
|
||||||||
|
|
a |
w |
= |
m(z1 + z2 ) |
, |
|
(3.15) |
|
|
|
|
|
||||||
|
|
|
|
2 |
|
|
|
яку не коректуємо, навіть якщо вона не співпадає із стандартним значенням.
Для косозубої і шевронної передачі aw не уточнюється, так як залишається
незмінним, а всі коректування z1 , z2 і mn компенсуються відповідним значенням кута β .
6. Уточнення кута нахилу зубців (тільки для косозубих і шевронних передач).
Кінцеве значення кута нахилу зубців визначається з точністю до сотої
долі |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
mn (z1 + z2 ) |
|
(3.16) |
||
|
|||||
β = arccos |
2aw |
|
. |
||
|
|
|
|
||
7. Визначення геометричних розмірів шестірні і колеса. |
|
||||
Нагадаємо базові параметри вихідного контуру. Кут профілю α=20°; |
|||||
коефіцієнт висоти головки зубця, |
ha = 1, |
коефіцієнт висоти ніжки зубця |
h*f =1,25; коефіцієнт радіального зазору с*=0,25.
Згідно з названими параметрами вихідного контуру розміри зубців косозубої передачі виконаної без зміщення (нульова передача) (рис.3.1) визначаються за формулами:
висота головки зубця
32
Розділ 3 |
Циліндричні зубчасті передачі |
|
|
|
h = h* m |
n |
|
|
= m |
n |
|
; |
|
|
|
|
|
|
(3.17) |
|||||||||||
висота ніжки зубця |
a |
|
|
a |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||
= h*f |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
висота зубця |
hf |
mn |
=1,25mn ; |
|
|
|
|
|
(3.18) |
|||||||||||||||||||
h = ( h* |
+ h* |
|
) m |
|
= 2,25m |
|
; |
|
|
(3.19) |
||||||||||||||||||
|
|
|
n |
n |
|
|
||||||||||||||||||||||
|
|
|
|
a |
|
|
f |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
Розміри зубчастих коліс: |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
діаметр ділильного кола |
|
|
|
mn z1,2 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||
|
|
|
d1,2 |
|
= |
; |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
(3.20) |
|||||||||
|
|
|
|
cos β |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||
|
|
d1 |
|
|
|
|
aw |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
d2 |
|
|
|
|
|
|||
|
ha |
β |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
|
hf |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
2 |
|
b |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
b |
|
|
|
df1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
df2 |
|
|
|
da2 |
|
|
|
|
||||
|
|
da1 |
|
|
c |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
|
Рисунок 3.1 – Циліндрична передача |
|
|
||||||||||||||||||||||||
діаметр кола вершин |
d |
|
|
= d |
|
|
|
+ 2m |
|
|
|
h* |
; |
|
|
|
|
(3.21) |
||||||||||
|
|
|
a1,2 |
1,2 |
n |
|
|
|
|
|||||||||||||||||||
діаметр кола впадин |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
a |
|
|
|
|
|
|
|||||||||||
|
|
|
|
|
|
− 2mn (ha* |
+ c* ); |
|
|
|||||||||||||||||||
|
|
d f 1,2 = d1,2 |
|
|
(3.22) |
|||||||||||||||||||||||
коефіцієнт перекриття у косозубій передачі |
|
|
|
|
|
|
||||||||||||||||||||||
εγ = |
z1 |
(tgαa −tgαw )± |
z2 |
(tgαa |
−tgαw )+ |
b sin β |
, |
(3.23) |
||||||||||||||||||||
2π |
|
πm |
||||||||||||||||||||||||||
|
1 |
|
|
|
|
2π |
|
|
|
|
|
2 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||
де знак плюс відноситься до зовнішнього зачеплення, а – мінус до внутріш- |
||||||||||||||||||||||||||||
нього; αa1,2 = arccos(db1,2 / da1,2 ). |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||
Для передачі без зміщення при β < 200 |
коефіцієнт перекриття можна |
|||||||||||||||||||||||||||
визначати за наближеною формулою |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
1 |
|
|
|
|
|
1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
(3.24) |
|
|
εα |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
± |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
|
|
≈ 1,88 − 3,2 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
cos β . |
|
|||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
z1 |
|
|
|
|
z2 |
|
|
|
|
|
Для визначення геометричних розмірів нульової прямозубої передачі необхідно у формулах (3.17)…(3.24) підставляти кут β = 0 .
33
Розділ 3 |
Циліндричні зубчасті передачі |
У зубчастій передачі виготовленій із зміщенням, геометричні розміри зубців визначаються за наступними залежностями:
висота головки зубця
ha |
= mn (h*a + x1,2 − |
y); |
(3.25) |
1,2 |
|
|
|
висота ніжки зубця |
= mn (h*a + c* − x1,2 ); |
|
|
h f1,2 |
(3.26) |
||
висота зубця |
|
y). |
|
h = mn (2ha* + c* − |
(3.27) |
Тут х1, х2 – коефіцієнти зміщення інструмента, визначаються за формулами (3.13); y - коефіцієнт зрівнювального зміщення, який виражається через
параметри
|
|
|
y = x1 + x2 − y ; |
|
|
|
|
|
(3.28) |
||||||||||||
y - коефіцієнт сприймаючого зміщення |
|
|
|
|
|||||||||||||||||
αw - кут зачеплення |
y = 0,5zΣ (cosα cosαw −1); |
(3.29) |
|||||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
|
|
|
invαw = invα + |
|
2xΣ tgα |
; |
(3.30) |
||||||||||||||
|
|
|
|
|
z |
Σ |
|
||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
Геометричні параметри зубчастих коліс: |
|
||||||||||||||||||||
діаметри ділильних кіл |
|
|
mn z1,2 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||
|
|
d1,2 |
= |
|
|
; |
|
|
|
|
|
|
|
|
(3.31) |
||||||
|
|
|
cos β |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||
діаметри кіл впадин |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||
|
|
|
|
|
|
(x |
|
|
|
− h* |
−c* ); |
|
|||||||||
d |
f1,2 |
= d |
1,2 |
+ 2m |
n |
1,2 |
(3.32) |
||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
a |
|
|
|
|||||||||
діаметри кіл вершин |
1,2 + 2mn (x1,2 + ha* |
− y); |
|
||||||||||||||||||
da |
|
= d |
(3.33) |
||||||||||||||||||
|
1,2 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
міжцентрова відстань |
|
|
mn z∑ |
|
|
|
cosα |
|
|
|
|
||||||||||
|
|
|
aw = |
|
|
|
|
. |
|
|
(3.34) |
||||||||||
|
|
|
2 cos β cosαw |
|
|
||||||||||||||||
8. Сили у зачепленні. |
|
|
|
|
|
||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
Колова сила |
|
|
|
|
|
|
|
|
2T1 |
|
|
|
|
|
|
|
|||||
|
|
|
|
|
|
F = |
. |
|
|
|
|
|
(3.35) |
||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||
|
|
|
|
|
|
|
t |
|
|
|
d1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
||
Осьова сила |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
Fa |
= Ft tgβ . |
|
|
|
(3.36) |
|||||||||||
Радіальна сила |
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
tgαw |
|
|
|
|
|
|||||
|
|
|
|
|
|
F |
= F |
. |
|
|
(3.37) |
||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||||||
|
|
|
|
|
|
r |
|
|
|
t cos β |
|
|
|
|
34
Розділ 3 |
Циліндричні зубчасті передачі |
9.Питома колова сила.
Урозрахунках додатково вводять поняття питомої колової сили, це відношення колової сили Ft до робочої ширини зубчастого вінця bw
wHt = |
Ft |
K Hα K Hβ K Hν : |
|
|
|
|
|
|
|
||
|
bw |
. |
(3.38) |
||
|
Ft |
|
|
||
wFt = |
K Fα K Fβ K Fν , |
|
|
||
|
|
|
|||
|
bw |
|
|
деми;КНα, КFα - коефіцієнти, що враховують розподіл навантаження між зубця-
КНβ, КFβ - коефіцієнти, що враховують розподіл навантаження по довжині лінії контакту зубців;
КНν, КFν - коефіцієнти, що враховують внутрішні динамічні навантаження в передачі.
У прямозубій зубчастій передачі та косозубій при εβ < 1 навантажен-
ня може передаватись однією парою зубців. Тому для таких передач коефіцієнти, що враховують розподіл навантаження між зубцями, можна брати
KHα = K Fα =1.
Таблиця 3.11
Колова |
|
Значення K Hα для ступенів точності |
|
||
швид- |
|
|
|||
кість,м/с |
5 |
6 |
7 |
8 |
9 |
2,5 |
1 |
1,01 |
1,03 |
1,05 |
1,13 |
5 |
1 |
1,02 |
1,05 |
1,09 |
1,16 |
10 |
1,01 |
1,03 |
1,07 |
1,13 |
- |
15 |
1,01 |
1,04 |
1,09 |
- |
- |
20 |
1,02 |
1,05 |
1,12 |
- |
- |
25 |
1,02 |
1,06 |
- |
- |
|
Таблиця 3.12-Ступені точності зубчастих передач по ГОСТ 1643-81
Ступінь |
Гранична колова швидкість в зачепленні V,м/c |
||||
Циліндричні передачі |
Конічні передачі |
||||
точності |
|||||
прямозубі |
косозубі |
прямозубі |
косозубі |
||
|
|||||
6 |
20 |
30 |
9 |
18 |
|
7 |
12 |
20 |
6 |
12 |
|
8 |
6 |
10 |
4 |
6 |
|
9 |
3 |
5 |
2 |
4 |
У косозубих та шевронних передачах у зачепленні одночасно знаходяться декілька пар зубців. Через похибки кроків та напрямів нахилу зубців окремі пари контактуючих зубців навантажуються нерівномірно. Цю нерів-
номірність враховують коефіцієнтиK Hα , K Fα . Для косозубих та шевронних передач значення K Hα наведені у табл.3.11, а K Fα визначають за формулою:
35
Розділ 3 |
|
|
|
|
Циліндричні зубчасті передачі |
K Fα = |
4 + (εα |
−1)(ncт − 5) |
, |
(3.39) |
|
|
4εα |
|
де nст- ступінь точності за нормою контакту зубців, яку вибирають за реко-
мендаціями табл.3.12.
Навантаження по ширині зубця розподіляється рівномірно тільки при ідеально точному виготовленні та монтажі передачі, а також при абсолютно жорстких валах та їх опор. У реальних передачах при навантаженні зубчасті колеса перекошуються одне відносно одного. Основними факторами, що обумовлюють нерівномірність розподілу навантаження по ширині зубців є: податливість валів та їхніх опор; похибки виготовлення зубчастих коліс та монтажу передачі; розміщення зубчастих коліс на валах відносно опор.
Нерівномірність розподілу навантаження враховується коефіцієнтами K Hβ , K Fβ , значення яких визначаються за табл.3.13 і табл.3.14 та рис.3.2 .
Рисунок 3.2 – Схеми розміщення коліс на валах
Таблиця 3.13 - Значення коефіцієнту КНβ |
|
|
|
|
||||||||
№ |
|
|
|
При значеннях коефіцієнта ψbd |
|
|
||||||
схеми |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
0 |
0,2 |
0,4 |
0,6 |
|
0,8 |
1,0 |
1,2 |
1,4 |
1,6 |
1,8 |
2,0 |
|
(рис9.5) |
|
|||||||||||
|
|
|
|
при НВ1≤350 або НВ2<350 |
|
|
|
|||||
1 |
0 |
1,084 |
1,187 |
1,307 |
|
1,450 |
- |
- |
- |
- |
- |
- |
2 |
0 |
1,050 |
1,111 |
1,186 |
|
1,280 |
- |
- |
- |
- |
- |
- |
3 |
0 |
1,019 |
1,046 |
1,075 |
|
1,113 |
1,150 |
1,192 |
1,235 |
- |
- |
- |
4 |
0 |
1,010 |
1,027 |
1,048 |
|
1,075 |
1,103 |
1,136 |
1,169 |
1,204 |
- |
- |
5 |
0 |
1,005 |
1,016 |
1,030 |
|
1,050 |
1,073 |
1,100 |
1,127 |
1,161 |
1,193 |
|
6 |
0 |
1,005 |
1,010 |
1,017 |
|
1,029 |
1,041 |
1,058 |
1,077 |
1,101 |
1,123 |
1,148 |
7 |
0 |
1,000 |
1,004 |
1,008 |
|
1,014 |
1,023 |
1,044 |
1,047 |
1,063 |
1,078 |
1,095 |
|
|
|
|
при |
НВ1>350 і НВ2>350 |
|
|
|
|
|||
1 |
0 |
1,221 |
1,425 |
- |
|
- |
- |
- |
- |
- |
- |
- |
2 |
0 |
1,113 |
1,267 |
1,463 |
|
- |
- |
- |
- |
- |
- |
- |
3 |
0 |
1,0625 |
1,129 |
1,208 |
|
1,292 |
1,387 |
1,479 |
- |
- |
- |
- |
4 |
0 |
1,042 |
1,0875 |
1,167 |
|
1,208 |
1,279 |
1,354 |
- |
- |
- |
- |
5 |
0 |
1,027 |
1,058 |
1,096 |
|
1,146 |
1,204 |
1,263 |
1,329 |
- |
- |
- |
6 |
0 |
1,013 |
1,031 |
1,056 |
|
1,087 |
1,127 |
1,169 |
1,219 |
1,267 |
- |
- |
7 |
0 |
1,004 |
1,010 |
1,023 |
|
1,042 |
1,064 |
1,092 |
1,123 |
1,160 |
- |
- |
Примітка: ψbd=0,5 ψbа(u+1); проміжні значення параметрів визначаються |
||||||||||||
|
|
|
|
|
інтерполяцією |
|
|
|
|
.
36
Розділ 3 |
Циліндричні зубчасті передачі |
Таблиця 3.14Значення коефіцієнта КFβ . |
|
|
|
|
|
|||||||
№ |
|
|
|
При значеннях коефіцієнта ψbd |
|
|
|
|||||
схеми |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
0 |
0,2 |
0,4 |
0,6 |
0,8 |
1,0 |
1,2 |
1,4 |
|
1,6 |
1,8 |
2,0 |
|
(рис9.5) |
|
|||||||||||
|
|
|
|
при НВ1≤350 або НВ2<350 |
|
|
|
|||||
1 |
0 |
1,191 |
1,391 |
1,677 |
- |
- |
- |
- |
|
- |
- |
- |
2 |
0 |
1,095 |
1,214 |
1,373 |
1,582 |
- |
- |
- |
|
- |
- |
- |
3 |
0 |
1,050 |
1,109 |
1,173 |
1,245 |
1,327 |
1,418 |
1,514 |
1,609 |
- |
- |
|
4 |
0 |
1,035 |
1,068 |
1,118 |
1,168 |
1,241 |
1,309 |
1,382 |
1,464 |
1,554 |
1,655 |
|
5 |
0 |
1,018 |
1,041 |
1,077 |
1,188 |
1,173 |
1,232 |
1,295 |
1,359 |
1,441 |
1,518 |
|
6 |
0 |
0 |
1,016 |
1,045 |
1,073 |
1,114 |
1,164 |
1,223 |
1,286 |
1,354 |
1,432 |
|
7 |
0 |
0 |
0 |
1,014 |
1,027 |
1,050 |
1,077 |
1,114 |
1,145 |
1,186 |
1,232 |
|
|
|
|
|
при |
НВ1>350 і НВ2>350 |
|
|
|
|
|
||
1 |
0 |
1,386 |
1,750 |
- |
- |
- |
- |
- |
|
- |
- |
- |
2 |
0 |
1,227 |
1,473 |
1,745 |
- |
- |
- |
- |
|
- |
- |
- |
3 |
0 |
1,100 |
1,206 |
1,327 |
1,455 |
1,596 |
1,736 |
- |
|
- |
- |
- |
4 |
0 |
1,054 |
1,114 |
1,198 |
1,295 |
1,405 |
1,532 |
1,677 |
|
- |
- |
- |
5 |
0 |
1,041 |
1,086 |
1,150 |
1,223 |
1,314 |
1,414 |
1,532 |
|
- |
- |
- |
6 |
0 |
1,032 |
1,068 |
1,112 |
1,168 |
1,232 |
1,304 |
1,386 |
|
- |
- |
- |
7 |
0 |
1,004 |
1,019 |
1,039 |
1,066 |
1,112 |
1,173 |
1,245 |
1,341 |
- |
- |
Основний вплив на динамічні навантаження мають похибки основного кроку р. Якщо лінійні кроки шестірні і колеса виконані з деяким відхиленням від номінальних значень, то при роботі передачі будуть відбуватись так звані кромкові удари, які не тільки збільшують динамічні навантаження, а ще сприяють заїданню поверхонь зубців. Величина динамічних навантажень залежить від величини похибки кроку, колової швидкості, величини мас коліс і пружності зубців.
Динамічні навантаження оцінюються коефіцієнтами K Hv , KFv . Розра-
хунок цих коефіцієнтів складний і їх значення рекомендують брати із табл.3.15.
10. Перевірка міцності передачі на контактну втому.
Після визначення остаточних геометричних розмірів шестірні і колеса необхідно перевірити величину контактних напружень на робочих поверхнях зубців
σH = ZE ZH Zε |
w |
Ht |
u ±1 |
|
≤σHP . |
(3.40) |
|
|
|
|
|||||
d1 |
|||||||
|
u |
|
|
ZЕ у |
|||
У формулі (3.40) фізичні параметри мають такі розмірності: |
|||||||
МПа1/2, wHt у Н/мм, d1 у мм. |
|
|
|
|
|
|
|
В умові міцності (3.40): ZЕ – коефіцієнт, що враховує механічні влас- |
|||||||
тивості матеріалів (ZЕ =275 МПа1/2 |
- для |
|
стальних зубчастих |
коліс, |
|||
ZЕ=200МПа1/2 – для чавунних); |
|
|
|
|
|
|
ZН – коефіцієнт форми спряжених поверхонь зубців, визначається за формулою
37
Розділ 3 |
Циліндричні зубчасті передачі |
Таблиця 3.15 – Значення коефіцієнтів динамічності K Hv , KFv
nст |
|
Твер- |
Кое- |
|
|
|
|
|
Колова швидкість зубців, м/с |
|
|
|||||||||
|
дість |
фіці- |
|
1 |
|
|
2 |
4 |
6 |
8 |
10 |
|
||||||||
|
зубців |
єнт |
|
|
|
|
||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
1,23 |
|
|
||||||||
|
Н1 |
і Н2 |
КНv |
|
1,03 |
|
|
1,06 |
1,12 |
1,17 |
128, |
|
||||||||
|
|
1,01 |
|
|
1,02 |
1,03 |
1,04 |
1,06 |
1,07 |
|
||||||||||
|
<350 HB |
KFv |
|
1,06 |
|
|
1,13 |
1,26 |
1,40 |
1,53 |
1,67 |
|
||||||||
6 |
|
|
|
|
|
|
|
1,02 |
|
|
1,05 |
1,10 |
1,15 |
1,20 |
1,25 |
|
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||
Н1 |
і Н2 |
КНv |
|
1,02 |
|
|
1,04 |
1,07 |
1,10 |
1,15 |
1,18 |
|
||||||||
|
|
|
|
|
||||||||||||||||
|
|
1,00 |
|
|
1,00 |
1,02 |
1,02 |
1,03 |
1,04 |
|
||||||||||
|
>350 H |
KFv |
|
1,02 |
|
|
1,04 |
1,08 |
1,11 |
1,14 |
1,17 |
|
||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
1,01 |
|
|
1,02 |
1,03 |
1,04 |
1,06 |
1,07 |
|
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
1,29 |
|
|
|
Н1 |
і Н2 |
КНv |
|
1,04 |
|
|
1,07 |
1,14 |
1,21 |
1,36 |
|
||||||||
|
|
1,02 |
|
|
1,03 |
1,05 |
1,06 |
1,07 |
1,08 |
|
||||||||||
|
<350 H |
KFv |
|
1,08 |
|
|
1,16 |
1,33 |
1,50 |
1,67 |
1,80 |
|
||||||||
7 |
|
|
|
|
|
|
|
1,03 |
|
|
1,06 |
1,11 |
1,16 |
1,22 |
1,27 |
|
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||
Н1 |
і Н2 |
КНv |
|
1,03 |
|
|
1,05 |
1,09 |
1,14 |
1,19 |
1,24 |
|
||||||||
|
|
|
|
|
||||||||||||||||
|
|
1,00 |
|
|
1,01 |
1,02 |
1,03 |
1,03 |
1,04 |
|
||||||||||
|
>350 H |
KFv |
|
1,03 |
|
|
1,05 |
1,09 |
1,13 |
1,17 |
1,22 |
|
||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
1,00 |
|
|
1,02 |
1,03 |
1,05 |
1,07 |
1,08 |
|
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
1,32 |
|
|
|
Н1 |
і Н2 |
КНv |
|
1,04 |
|
|
1,08 |
1,16 |
1,24 |
1,40 |
|
||||||||
|
|
1,01 |
|
|
1,02 |
1,04 |
1,06 |
1,07 |
1,08 |
|
||||||||||
|
<350 H |
KFv |
|
1,10 |
|
|
1,20 |
1,38 |
1,58 |
1,78 |
1,96 |
|
||||||||
8 |
|
|
|
|
|
|
|
1,03 |
|
|
1,06 |
1,11 |
1,17 |
1,23 |
1,29 |
|
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||
Н1 |
і Н2 |
КНv |
|
1,03 |
|
|
1,06 |
1,10 |
1,16 |
1,22 |
1,26 |
|
||||||||
|
|
|
|
|
||||||||||||||||
|
|
1,01 |
|
|
1,01 |
1,02 |
1,03 |
1,04 |
1,05 |
|
||||||||||
|
>350 H |
KFv |
|
1,04 |
|
|
1,06 |
1,12 |
1,16 |
1,21 |
1,26 |
|
||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
1,01 |
|
|
1,02 |
1,03 |
1,05 |
1,07 |
1,08 |
|
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
1,40 |
|
|
|
Н1 |
і Н2 |
КНv |
|
1,05 |
|
|
1,10 |
1,20 |
1,30 |
1,50 |
|
||||||||
|
|
1,01 |
|
|
1,03 |
1,05 |
1,07 |
1,09 |
1,12 |
|
||||||||||
|
<350 H |
KFv |
|
1,15 |
|
|
1,28 |
1,50 |
1,77 |
1,98 |
1,25 |
|
||||||||
9 |
|
|
|
|
|
|
|
1,04 |
|
|
1,07 |
1,14 |
1,21 |
1,28 |
1,35 |
|
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||
Н1 |
і Н2 |
КНv |
|
1,04 |
|
|
1,07 |
1,13 |
1,20 |
1,26 |
1,32 |
|
||||||||
|
|
|
|
|
||||||||||||||||
|
|
1,01 |
|
|
1,01 |
1,02 |
1,03 |
1,04 |
1,05 |
|
||||||||||
|
>350 H |
KFv |
|
1,04 |
|
|
1,07 |
1,14 |
1,21 |
1,27 |
1,34 |
|
||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
1,01 |
|
|
1,02 |
1,04 |
1,06 |
1,08 |
1,09 |
|
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||
Примітка: nст – ступінь точності передачі; у чисельнику – значення для |
|
|||||||||||||||||||
прямозубої передачі, у знаменнику – для косозубої. |
|
|
|
|||||||||||||||||
Z H |
= |
|
|
2 cos βb |
; |
|
|
βb = arcsin(sin β cos 200 ); |
(3.41) |
|||||||||||
|
|
|
|
|
||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
sin 2αtw |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
Zε - коефіцієнт сумарної довжини контактних ліній. |
|
|
||||||||||||||||||
Zε |
= |
|
( 4 −εα ) / 3 - для прямозубих передач (εβ = 0 ); |
|||||||||||||||||
Zε |
= |
|
|
(4 −εα )(1 −εβ ) |
+ |
εβ |
- для косозубих, якщо εβ <1; |
|||||||||||||
|
|
|
|
3 |
|
|
|
|
|
|||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
εα |
|
|
|
|
|
Zε = 1 / εα - для косозубих передач, якщо εβ ≥ 1 .
Якщо умова (3.40) не виконується, то необхідно:
- підвищити твердість зубців, що підвищить допустимі контактні напру-
38