PrikladnayaMekhanika

101

Таблиця 3.2.

Значення H limb та SН

нормалізації, термополіпшені або об'ємному гартуванні зубців (при однорідній структурі матеріалу за всім обсягом); SH=1,2 при поверхневому гартуванні, цементації, азотуванні (при неоднорідній структурі матеріалу за об'ємом зубця);

ZN (KHL) – коефіцієнт довговічності, при SH=1,1 дорівнює:

Якщо NH1,2 NHG1,2 то слід приймати ZN1,2 1.

Коефіцієнт ZN враховує можливість підвищення допустимого напруження для короткочасно працюючих передач (при NH<NHG).

Розрахунок числа циклів зміни напруження виконують з урахуванням режиму навантаження передачі. Розрізняють режими постійного і змінного навантаження. При постійному режимі навантаження розрахункове число циклів напруження:

t – час роботи передачі (ресурс) в годинах (t=Lh).

Постійний режим навантаження є найбільш важким для передачі, тому його приймають за розрахунковий також у разі невизначеного (якщо не задано) режиму навантаження.

Більшість режимів навантаження сучасних машин зводяться приблизно до шести типових режимів (рис.3.16):

102

Рис. 3.16. Режими навантаження машин: 0 – постійний; I – важкий; II – середній рівномірний; III – середній нормальний; IV – легкий; V – особливо легкий

Режим роботи передачі із змінним навантаженням при розрахунку допустимого контактного напруження замінюють деяким постійним режимом, еквівалентним по втомній дії. При цьому у формулах розрахункове число циклів NH зміни напружень замінюють еквівалентним числом циклів NHE до

Базове число циклів зміни напруження NHG , відповідне межі контактної витривалості H lim визначають по графіку на рис.3.16 залежно від твердості поверхні зуба або розраховують по емпіричних наступних залежностях:

103

З двох значень (для зубців шестерні (1) і колеса(2)) розрахованих по формулі (3.49) допустимих контактних напружень надалі за розрахункове приймають:

для прямозубих (циліндричних і конічних) передач – менше з двох допустимих значень напруження [ H ]1 і [ H ]2 ;

для косозубих циліндричних передач з твердістю робочих поверхонь

зубів НВ1 і НВ2 350 НВ – менше з двох значень напруження [ H ]1 і [ H ]2 ;

для косозубих циліндричних передач, у яких зубці шестерні значно (не менше 70...80 НВ) твердіші за зуби колеса:

Розрахунок допустимого напруження. Допустимі напруження згину.

Розрахунок зубів на згинальну витривалість виконують окремо для зубів шестерні і колеса, для яких обчислюють допустимі згинальні напруження за формулою [1]:

(наприклад, реверсивні передачі), при односторонньому навантаженні YA 1, і YA 0,7 0,8 при реверсивному (тут великі значення призначають при НВ1 і

104

Проектний розрахунок геометричних параметрів закритої циліндричної зубчастої передачі. Приймаємо евольвентний профіль зубця [6], кут профілю вихідного контуру 20 (СТ СЕВ 308-76) [29].

При проектному розрахунку перш за все визначають головний параметр циліндричної передачі міжосьову відстань (aW ), по формулі [1] мм:

Т2 – крутний момент на тихохідному валу, Н м;

ba – коефіцієнт ширини вінця колеса. Коефіцієнт ширини вінця ba для редукторів приймають з наведеного ряду (див. табл. 3.4), за наступними рекомендаціями: для зубчастих коліс із поліпшених сталей при несиметричному розташуванні 0,315...0,4; для зубчастих коліс із загартованих сталей 0,25...0,315; при симетричному розташуванні зубчастих коліс щодо опор 0,4...0,5; для пересувних зубчастих коліс коробок швидкостей 0,1...0,2.

Таблиця 3.4.

Коефіцієнт ширини вінця зубчастих коліс

0,100 0,125 0,160 0,200 0,250 0,315 0,400 0,500 0,630 0,800 1,000 1,250

КН – коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження по довжині контактної лінії зубця, вибирають по кривим на графіках (рис. 3.17,а,б), відповідно до розташування коліс щодо опор, твердості робочих поверхонь

У формулі (3.61) знак "+" приймають в розрахунках передачі зовнішнього зачеплення, а знак "-" – внутрішнього зачеплення.

Округлюємо аW у більшу сторону до стандартного за СТ СЕВ 229-75 (табл.3.5).

Таблиця 3.5. Значення міжосьових відстаней по СТ СЕВ 229-75

105

Отримані значення округляємо до цілого числа по ряду Ra20 нормальних лінійних розмірів (табл. Д.1).

Рис. 3.17. Графіки до визначення КН та КF

Орієнтовно визначаємо модуль зачеплення m (або mn для косозубої передачі) із співвідношення:

106

Остаточно приймаємо значення m по СТ СЕВ 310-76 (табл. 3.6). При цьому для силових передач рекомендують [1] приймати m(mn) 1,5 мм.

Таблиця 3.6.

Модулі евольвентних зубчастих коліс, СТ СЕВ 310-76

Для прямозубих передач мінімальний кут нахилу не визначається і приймається рівним 0. Рекомендовані межі кута нахилу зубців для косозубих коліс 8÷18о, для шевронних коліс 24÷42о. Якщо кут розрахований за (3.67) або (3.68) буде мати інше значення то його приймають з заданого діапазону.

Визначаємо сумарне число зубців:

де знак "+" – для зовнішнього зачеплення, знак "-" – для внутрішнього зачеплення.

107

Відхилення від заданого передатного числа не повинне перевищувати 3%:

Визначаємо ділильні діаметри (для прямозубих коліс формули для розрахунку діаметрів такі ж самі, треба лише пам’ятати, що для прямозубих коліс 00 ):

Визначаємо діаметри вершин зубців:

Вибираємо ступінь точності виготовлення передачі за табл. 3.7.

Таблиця 3.7. Ступені точності, рекомендовані при виготовлення зубчастих коліс

Перевірочний розрахунок зубців передачі на міцність. Розрахунок передачі на міцність проводимо за ГОСТ 21354-75 (з деякими спрощеннями).

Перевірочний розрахунок зубців косозубої передачі на контактну витривалість (для розрахунку прямозубих зубчастих коліс треба з формули (3.50) виключити коефіцієнти ZH та Z ):

108

Z – коефіцієнт, що враховує сумарну довжину контактних ліній, для косозубої передачі:

де – коефіцієнт торцевого перекриття,

KH – коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження між зубцями, визначаємо за табл. 3.8.

Таблиця 3.8. Коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження між зубцями KH

В косозубій передачі теоретично зачіпляється одночасно не менше двох пар зубів. Проте практично помилки нарізування зубів можуть усунути двохпарне зачеплення, і при контакті однієї пари між зубами другої пари може бути невеликий зазор, який усувається під навантаженням унаслідок пружних деформацій зубів. Це враховують коефіцієнтом KH .

KHV – коефіцієнт динамічного навантаження визначаємо по табл. 3.9. Отримані дійсні контактні напруження повинні бути менше допустимих

Якщо в результаті перевірки виявиться істотне недовантаження (понад 10%) передачі, то з метою повнішого використання можливостей матеріалів зубчатих коліс можливе коректування робочої ширини зубчатого вінця колеса по співвідношенню:

Уточнене значення робочої ширини вінця рекомендується округляти до нормального лінійного розміру (по додатку табл.Д1).

109

Таблиця 3.9. Коефіцієнт динамічного навантаження при розрахунку на контактну

втомленість KHV

Перевірочний розрахунок зубців передачі на згинальну витривалість.

Розрахунок за напруженнями згину робимо за формулами:

де YF – коефіцієнт форми зубця;

Y – коефіцієнт, що враховує кут нахилу зубців;

KF – коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження по довжині зубця (рис. 3.17);

KFV – коефіцієнт динамічного навантаження;

KF – коефіцієнт розподілу навантаження між зубцями. Визначимо величини, що входять у формули (3.86) і (3.87).

YF1 і YF2 визначаємо за табл. 3.10 залежно від еквівалентного числа зубців: