МВ65-1
.pdfшестерні d f 1; колеса d f 2 ;
-ширина колеса b2 ;
-ширина шестерні b1
13.Коефіцієнт ширини шестерні по діаметру ψ вd
14.Колова швидкість коліс V1, м/с
15.Коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження по
ширині зуба K Hβ
16.Динамічний коефіцієнт KHV
17.Коефіцієнт навантаженняKH
18.Умова міцності по контактним напруженням
σH £ [σ H ]
19.Сили в зачепленні:
-колова Ft
-радіальна Fr
20.Коефіцієнт концентрації
d f 1 = d1 − 2,5mt ;
d f 2 = d2 − 2,5mt ; b2 =ψ в × аW ; b1 = b2 + 6 мм.
Виконати перевірку: d1 + d2 = aW
2
ψ вd = b1 d1
V1 = ω1d1 ,
2
де ω1 - в рад/с (див. вихідні дані);
d1 - в м (див. п.12).
При V1 < 5 м/с призначати 8-й ступінь точності, при V1 > 5 м/с - 7-й ступінь точності
KHβ призначати в залежності від
ψвd та твердості поверхні зубів НВ,
враховуючи розташування коліс відносно опор ( див. табл.3)
При швидкості V1< 5 м/с (див. п.14)
прийняти K HV = 1,05...1,10 ; при V1 >5 м/с K HV = 1,2...1,4
|
|
|
K H = K HB × K HV |
|
|
|
|
||||
σ |
H |
= |
310 |
|
Т2KH (uцр + 1)3 |
|
≤ [σ |
H |
] |
||
аW |
|
|
b2 uцр |
2 |
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
Ft = 2T1 , d1
де T1 - в Н·мм (див. вихідні дані); d1 - в мм (див. п.12);
Fr = Ft ×tgα ,
де α = 20° - кут зачеплення Приймати за табл. 4 в залежності від
- 12 -
напружень KFβ
21.КоефіцієнтK FV , що враховує динамічність дії навантаження
22.Коефіцієнт навантаження K F (при перевірці зубів на згин)
23.Коефіцієнт форми зуба YF
24.Допустимі напруження при згині [σ F ]
25. Знаходимо відношення [σ F ]:
YF
-для шестерні
-для колеса
ψ вd (див. п.13)
Приймати за табл. 5 в залежності від ступеня точності, твердості поверхні зубів та колової швидкості
V1 (див. п.14)
K F = K Fβ × K FV
Призначати за табл.6 в залежності від числа зубів (див.п.9): при
визначенні для шестірні YF1
враховувати Z1, |
для колеса YF 2 |
||
враховувати Z2 |
σ FO |
|
|
[σ F ] = |
lim в |
; |
|
|
|
||
|
[SF ] |
||
для сталі 45 поліпшеної при |
|||
твердості HB ≤ 350 |
маємо |
σ FO lim в = 1,8HB :
-для шестерні
σFO lim в = 1,8 × 230 = 415 МПа ;
-для колеса
σFO lim в = 1,8 × 200 = 360 МПа ;
[SF ] = 1,75 - коефіцієнт безпеки.
Допустимі напруження: - для шестерні
[σ F1] = 415 = 273 МПа; 1,75
- для колеса
[σ F 2 ] = 360 = 206 МПа 1,75
[σ F1]
YF1
[σ F 2 ]
YF 2
- 13 -
26.З отриманих відношень вибираємо менше значення
27.Перевірка на міцність зубів на згин σ F £ [σ F ]
Подальший розрахунок треба вести по [σ F ] для зубів колеса або шестерні, для якого відношення
[σ F ] менше
YF
σ F = Ft × KF ×YF ≤ [σ F ],
bmt
де Ft - в Н (див. п.19);
K F - див. п.22; YF - див. п.23;
b – в мм (див. п.12); mt - див. п.7.
Значення YF ,[σ F ] та b підставляти для колеса або шестерні (див. п. 26)
ПРИКЛАД. РОЗРАХУНОК ПРЯМОЗУБОЇ ЦИЛІНДРИЧНОЇ ПЕРЕДАЧІ виконувати аналогічно до ПРИКЛАДУ. РОЗРАХУНОК КОСОЗУБОЇ ЦИЛІНДРИЧНОЇ ПЕРЕДАЧІ, враховуючи, що кут нахилу зубів коліс β = 0.
3. РОЗРАХУНОК КОСОЗУБОЇ ЦИЛІНДРИЧНОЇ ПЕРЕДАЧІ
Обумовлений параметр і його |
|
Формули та вказівки |
позначення |
|
|
|
|
|
Вихідні дані |
|
Передаточне число косозубої |
Значення uцр - див. кінематичний |
|||
циліндричної передачі uцр |
розрахунок |
|
||
Кутова швидкість обертання |
Значення ω1 - див. кінематичний |
|||
шестерні ω1 , рад/c |
розрахунок |
|
||
ПОСЛІДОВНІСТЬ РОЗРАХУНКУ |
||||
1. Вибір матеріалу шестерні та |
Вибирати: для шестерні сталь 45, |
|||
колеса |
термічна обробка – поліпшення, |
|||
|
твердість НВ 230; |
|||
|
для колеса – сталь 45, термічна |
|||
|
обробка - поліпшення, твердість НВ |
|||
|
200 |
|
σ H lim в× K HL , |
|
2. Допустимі контактні |
[σ ] = |
|||
напруження [σ H ] для шестерні |
||||
|
H |
[SH ] |
||
|
|
|
та колеса |
де σ H lim в - границя контактної |
|
|
|
витривалості при базовому числі |
|
циклів: |
- 14 -
3.Допустимі контактні напруження для косозубої циліндричної передачі [σ H ]
4.КоефіцієнтK Hβ , що враховує
нерівномірність розподілу навантаження по ширині вінця
5.Коефіцієнт ширини вінця по міжосьовій відстані ψ bа
6.Міжосьова відстань aW , мм
σ H lim в = 2HB + 70 ;
K HL = 1 - коефіцієнт довговічності;
[SH ] = 1,1 - коефіцієнт безпеки. Для шестерні -
[σ ] = (2HB1 + 70)KHL =
H1 [SHL ]
= (2 × 230 + 70)×1 = 482 МПа. 1,1
Для колеса -
[σ ] = (2HB2 + 70)K HL =
H 2 [SH ]
= (2 × 200 + 70)×1 = 428 МПа 1,1
[σ H ] = 0,45([σ H1]+ [σ H 2 ]);
[σ H ] = 0,45(482 + 428) = 410 МПа
Необхідне виконання умови
[σ H ]≤ 1,23[σ H 2 ]
K Hβ попередньо приймати в
залежності від розташування зубчастих коліс відносно опор: при симетричному -
K Hβ = 1,00...1,15;
при несиметричному -
K Hβ = 1,1...1,25 ;
при консольному -
KHβ = 1,2...1,35
Для косозубих коліс приймати
|
|
ψ ba = |
b |
= 0,4 |
|
|
|
|
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
|
|
aW |
|
|
|
|
|||
З умови контактної витривалості |
||||||||||
активних поверхонь зубів |
|
|
|
|
||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
аW |
= Ka |
(uцр + 1)3 |
|
T2 KHβ |
|
, |
||||
[σ H ]2 uцр |
|
|
||||||||
|
|
|
|
|
2 |
ψ ва |
де Ка = 43,0;
- 15 -
7.Нормальний модуль зачеплення mn , мм
8.Кут нахилу зубів β
9.Число зубів шестерні Z1
10.Число зубів колеса Z2
11.Уточнене значення кута нахилу зубів β
12.Основні розміри шестерні та колеса, мм:
-діаметри ділильні :
шестерні d1;
T2 - в Н·мм (див.вихідні дані); [σ H ] - в МПа (див. п.3). Отримане значення аW уточнити
за ДСТУ 2185-66 з стандартного ряду, мм:
1 ряд: 40, 50, 63, 80, 100, 125, 160, 200, 250, 315, 400, 500, 630, 800, 1000 2 ряд: 71, 90, 112, 140, 180, 224,
280, 355, 450, 560, 710, 900
mn = (0,01...0,02)aW ;
де aW - стандартне значення
міжосьової відстані за п.6; із отриманого інтервалу вибирати
модуль mn з ряду по ДСТУ 9563-
60:
1 ряд: 1; 1,5; 2; 2,5; 3; 4; 6; 8; 10; 12; 16; 20.
2 ряд: 1,25; 1,375; 1,75; 2,25; 2,75;
3,5; 4,5; 5,5; 7; 9; 11; 14; 18.
Призначати попередньоβ = 10°
|
= |
2a cos β |
|
Z1 |
( W+1)m |
, |
|
|
|
uцр |
n |
де значення uцр - див. вихідні дані;
Z1 округляти до найближчого меншого цілого числа
( Z1min = 17 cos3 β )
Z2 = Z1 × uцр ,
значення Z2 округляти до найближчого цілого числа
cos β = (Z1 + Z2 )mn
2aW
d1 = mn × Z1 ; cos β
- 16 -
колеса d2 ;
-діаметри вершин зубів: шестерні da1 ;
колеса da2 ;
-діаметри впадин зубів: шестерні d f 1 ; колеса d f 2 ;
-ширина колеса b2 ;
-ширина шестерні b1;
13.Коефіцієнт ширини шестерні по діаметру ψ bd
14.Колова швидкість коліс V1, м/c та ступінь точності передачі
15.Коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження по ширині зуба K HB
16.Коефіцієнт KHα , що враховує нерівномірність розподілу навантаження між зубами
17.Коефіцієнт динамічності K HV
18.Коефіцієнт навантаження К
d2 = mn × Z2 ; cos β
da1 = d1 + 2mn ; da2 = d2 + 2mn ;
d f 1 = d1 - 2,5mn ; d f 2 = d2 - 2,5mn ;
b2 =ψ bа × аW ; b1 = b2 + 6 мм.
Виконати перевірку: d1 + d2 = aW .
2
ψ bd = b1
d1
V1 = ω1 × d1 ,
2
де ω1 - в рад/с (див. вихідні дані);
d1 - в м (див. п.12).
При V1< 10 м/с призначати 8-й ступінь точності; при 10< V1<20 м/с призначати 7-й ступінь точності
KHB призначати в залежності від
ψbа та твердості поверхні зубів
НВ, враховуючи розташування коліс відносно опор (див. табл.3) Приймати в залежності від ступеня точності та колової швидкості (див. табл.7)
При швидкості V1< 10 м/с (див.п.14) приймати
K HV = 1,0...1,05 ;
при 10 <V1 < 20 м/с – KHV =1,05…1,1
K = K Hα × K Hβ × KHV
- 17 -
19.Умова міцності по контактним напруженням σ H ≤ [σ H ]
20.Сили в зачепленні, Н:
-колова Ft
-радіальна Fr
-осьова Fa
21.Коефіцієнт концентрації навантаження KFβ
22.Коефіцієнт, що враховує динамічність дії навантаження
KFV
23.Коефіцієнт навантаження K F
(при перевірці на згин) 24. Еквівалентне число зубів:
-шестерні ZV 1
-колеса ZV 2
25.Коефіцієнт форми зуба YF
26.Допустимі напруження на згин
[σ F ], Мпа
|
|
|
|
|
|
||
σ H = |
270 |
|
Т2К(uцр +1)3 |
|
£ [σ H ], |
||
aW |
|
|
b2 ×uцр |
2 |
|||
|
|
|
|
|
де Т2 - в Н·мм (див. вихідні дані); uцр– див. вихідні дані;
b2 - в мм; [σ H ] - див. п.3
Ft = 2T1 , d1
де T1 - в Н·мм (див. вихідні дані); d1 - в мм (див. п.12)
F |
= F |
tgα |
, |
|
cos β |
||||
r |
t |
|
де α = 20° - кут зачеплення;
β - див. п.11 |
|
Fa = Ft ×tgβ , |
β - див. п.11 |
Приймати за табл.4 в залежності від ψ вd (див. п.13) та твердості
поверхні зубів НВ Приймати за табл.5 в залежності
від ступеня точності, твердості поверхні зубів та колової
швидкості V1 (див. п.14)
KF = K Fβ × KFV
ZV 1 |
= |
|
Z1 |
|
|
; |
||
cos3 |
β |
|||||||
|
|
|
|
|||||
ZV 2 |
= |
|
Z2 |
|
|
|||
|
cos3 |
β |
|
|
||||
|
|
|
|
|
Призначати за табл.6 в залежності від еквівалентного числа зубів: для
шестерні YF1 (враховуємо ZV 1); для колеса YF 2 (враховуємо ZV 2 )
[σ F ] = |
σ FO |
lim в |
. |
|
[SF ] |
||||
|
|
- 18 -
27. Відношення [σ F ]
YF
-для шестерні
-для колеса
28.З отриманих відношень знаходимо менше
29.Коефіцієнт компенсації похибки розрахункової схеми
зуба Yβ
30.Коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження K Fα
31.Перевірка на міцність зубів на згин σ F ≤ [σ F ]
Для сталі 45 поліпшеної при твердості HB ≤ 350 -
σ FO lim в = 1,8НВ.
Для шестерні -
σ FO lim в = 1,8 × 230 = 415 МПа ;
для колеса -
σ FO lim в = 1,8 × 200 = 360 МПа ;
[SF ] = 1,75 - коефіцієнт безпеки.
Допустимі напруження: - для шестерні
[σ F1] = 415 = 273 МПа; 1,75
- для колеса
[σ F 2 ] = 360 = 206 МПа 1,75
[σ F1]
YF1
[σ F 2 ]
YF 2
Подальший розрахунок треба вести для зубів колеса або шестерні, у
якого відношення [σ F ] менше.
YF
Yβ = 1 − β °
140
Приймати K Fα = 0,92
σ F = Ft × K F ×YF ×Yβ × K Fα ≤ [σ F ]
bmn
де Ft - в Н (див. п.20);
K F - див. п.23;
YF - див . п.25;
- 19 -
b - мм(див. п.12); Yβ - див. п.29;
mn - див. п. 7;
K Fα - див. п.30.
Значення YF та b підставляти для колеса або шестерні (див. п.28); [σ F ] - вибирати для колеса або шестерні (див. п.28).
ПРИКЛАД. РОЗРАХУНОК КОСОЗУБОЇ ЦИЛІНДРИЧНОЇ ПЕРЕДАЧІ Вихідні дані: передаточне число косозубої циліндричної передачі uцр = 8;
обертальний момент на шестерні ведучого валу зубчастої передачі T1 = 67,28 Н·м; кутова швидкість шестерні ω1 = 46,04рад/с.
Розв'язування
1. Вибір матеріалу шестерні та колеса: для шестерні вибираємо сталь 45, термічна обробка – поліпшення, твердість HB 230; для колеса – сталь 45, термічна обробка – поліпшення, твердість HB 200.
2. Розрахункові допустимі контактні напруження [σ Н ] для шестерні та
колеса: |
[σ |
|
] = |
σ Н lim b × K HL |
, |
|
|
Н |
|
[SH ] |
|
|
|
|
|
|
де σ H lim b - границя контактної витривалості при базовому числі циклів, яка
обчислюється |
за |
формулою |
σ H lim b = 2HB + 70 ; K HL = 1- коефіцієнт |
||||||||
довговічності; [S H ] = 1,1- коефіцієнт безпеки. |
|||||||||||
Для шестерні: |
[σ Н1] = |
( 2HB1 |
+ 70 ) × K HL |
= |
( 2 × 230 + 70 ) ×1 |
= 482 МПа. |
|||||
|
|
|
|
||||||||
|
|
|
|
|
[SH ] |
1,1 |
|
|
|||
Для колеса: [σ Н 2 |
] = |
( 2HB2 + 70 ) × K HL |
= |
( 2 × 200 + 70 ) ×1 |
= 428 МПа. |
||||||
|
|
||||||||||
|
|
|
|
[SH ] |
1,1 |
|
|
3.Розрахункові допустимі контактні напруження для косозубої
циліндричної передачі [σ Н ]: |
[σ Н ] = 0,45 × ([σ H1 ]+ [σ H 2 ]) |
|
або |
[σ Н ] = 0,45 ×( 482 + 428 ) = 410 МПа |
Необхідна умова [σ H ] £ 1,23 ×[σ H 2 ] при 410 МПа < 428 МПа виконується.
4. КоефіцієнтK Hβ , що враховує нерівномірність розподілу навантаження
по ширині вінця: при симетричному розташуванні зубчастих коліс відносно опор приймаємо K Hβ = 1,15.
- 20 -
5. Приймаємо для косозубих циліндричних коліс коефіцієнт ширини вінця
по міжосьовій відстані ψ ba = |
|
|
b |
= 0,4 . |
|
|
|
|
||||||
|
|
|
|
|
|
|
||||||||
|
|
|
|
aW |
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
6. З умови контактної витривалості активних поверхонь зубів міжосьова |
|||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
відстань: |
aW = Ka ( uцр +1)3 |
|
|
|
|
|
|
T2 K Hβ |
= |
|
|
|||
|
|
[σ H |
]2 × uцр2 ×ψ ba |
|
|
|||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
|
|
= 43,0( 8 + 1)3 |
|
522,09 ×103 ×1,15 |
= 200,72 |
мм, |
|||||||
|
|
|
4102 × 82 × 0,4 |
|||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||
де K |
a |
= 43,0; T = 522,09 Н·м = |
|
|
522,09 ×103 Н·мм – обертальний момент на |
|||||||||
|
|
2 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
зубчастому колесі (веденому валу) редуктора.
Отримане значення міжосьової відстані уточнюємо в відповідності до стандартного ряду: приймаємо aW = 250 мм.
7. Нормальний модуль зачеплення mn , мм:
mn = (0,01...0,02) × aW = (0,01...0,02) × 250 = 2,5...5 .
Приймаємо стандартне значення mn = 3мм.
8.Кут нахилу зубів: попередньо призначаємо β = 10° .
9.Число зубів шестерні Z1 :
|
|
|
2a |
cos β |
|
2 × 250 × cos10° |
||
Z1 |
= |
|
W |
|
= |
|
= 18,241. |
|
( uцр +1) × mn |
( 8 +1) ×3 |
|||||||
|
|
|
|
Округляємо до найближчого меншого цілого числа, приймаючи Z1 = 18 .
10.Число зубів колеса: Z2 = Z1 ×uцр = 18 ×8 = 144 .
11.Уточнене значення кута нахилу зуба β :
cos β = |
(Z1 + Z 2 ) × mn |
|
= |
(18 +144) × 3 |
= 0,972, звідки β = 13,6° . |
|||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||
|
|
2aW |
2 × 250 |
|
|
|||||||||||
12. Основні розміри шестерні та колеса, мм: |
||||||||||||||||
- діаметри ділильні: |
||||||||||||||||
шестерні |
d1 = |
mn × Z1 |
= |
3 ×18 |
= 55,56мм; |
|||||||||||
cos β |
|
|
||||||||||||||
|
|
|
|
0,972 |
|
|
|
|||||||||
колеса d2 |
= |
mn × Z 2 |
= |
3 ×144 |
= 444,44 мм; |
|||||||||||
|
|
|
|
|||||||||||||
|
|
|
cos β |
0,972 |
|
|
|
|
||||||||
перевірка: |
d1 + d2 |
= |
55,56 + 444,44 |
= 250 мм; |
||||||||||||
|
|
|||||||||||||||
|
|
2 |
|
|
|
|
|
2 |
|
|
|
|
- діаметри вершин зубів:
- 21 -