содержание   ..  1  2  3  4  5  6  7    ..

РАСЧЕТЫ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ

Выбор материалов зубчатых передач и вида термообработки

При выборе материала зубчатых колес следует учитывать назначение проектируемой передачи, условия эксплуатации, требования к габаритным размерам и возможную технологию изготовления колёс. Основным материалом для изготовления зубчатых колёс является сталь. Необходимую твердость в сочетании с другими механическими характеристиками (а следовательно, желаемые габариты и массу передачи) можно получить за счет назначения соответствующей термической или химико-термической обработки стали.

В условиях индивидуального и мелкосерийного производства, в мало- и средненагруженных передачах, а также в передачах с большими габаритами колес (когда термическая обработка их затруднена) обычно применяют стали с твердостью не более 350 НВ, которая обеспечивается нормализацией или термоулучшением материала. При этом возможно чистовое нарезание зубьев непосредственно после термообработки с высокой точностью изготовления, а при работе передачи обеспечивается хорошая прирабатываемость зубьев без хрупкого разрушения их при динамических нагрузках.

Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твёрдость шестерни НВ1 рекомендуют назначать больше твёрдости НВ2 колеса не менее чем на (10...15) НВ.

В условиях крупносерийного и массового производства целесообразно применять зубчатые колеса с высокотвердыми зубьями. При твердости более 350 НВ её обычно выражают в единицах Роквелла - НRC (1 HRC » 10 НВ).

Такая твердость обеспечивается после проведения упрочняющих видов термической и химикотермической обработки: закалки (обьемной или поверхностной), цементации с последующей закалкой, азотирования и др.

Применение высокотвердых материалов является резервом повышения нагрузочной способности зубчатых передач, уменьшения их габаритов и массы. Однако с высокой твердостью материала связаны дополнительные трудности: плохая прирабатываемость зубьев, прогрессирующее усталостное выкрашивание рабочих поверхностей зубьев, необходимость проведения термообработки после зубонарезания. Большинство видов упрочняющей термообработки сопровождается значительным короблением зубьев. Для исправления формы зубьев, восстановления требуемой степени точности требуются дополнительные дорогостоящие зубоотделочные операции (шлифование, полирование, притирка и т.п.), что удлиняет технологический процесс изготовления зубчатых колес и значительно повышает стоимость передачи.

Рекомендуемые для изготовления зубчатых колес марки конструкционных сталей, виды их термообработки и соответствующие основные механические характеристики приведены в табл. 2.1. При этом важно, чтобы размеры заготовок колес (диаметр Dзаг и толщина обода или диска Sзаг) не превышали предельных значений Dпред и Sпред .

Таблица 2.1

Механические характеристики сталей

Примечания:

1. В графе "Термообработка" приняты следующие обозначения:

Н - нормализация, У - улучшение, ТВЧ - закалка токами высокой частоты, З – объемная закалка, ЦК – цементация,

А - азотирование.

2. Для цилиндрических и конических колёс с выточками принять меньшее из значений Dзаг, Sзаг.

Расчет допускаемых напряжений

Допускаемые контактные напряжения. Расчет на усталость рабочих поверхностей зубьев колес при циклических контактных напряжениях базируется на экспериментальных кривых усталости [1], которые обычно строят в полулогарифмических координатах (рис.2.1).

__________________________________________________________________

* В расчётных формулах данного раздела в скобках приведены условные обозначения величин, принятые в технической литературе более ранних лет издания.

Допускаемое контактное напряжение рассчитывают для каждого зубчатого колеса передачи по формуле

 ,

где  определяют по эмпирическим зависимостям, указанным в табл.2.2;

 - коэффициент безопасности, рекомендуют назначать SH =1,1 при нормализации, термоулучшении или объемной закалке зубьев (при однородной структуре материала по всему объему); SH=1,2 при поверхностной закалке, цементации, азотировании (при неоднородной структуре материала по объему зуба);

ZN ( KHL ) - коэффициент долговечности,

, но £ 2,6 при SH = 1,1;

и £ 1,8 при SH = 1,2.

Если , то следует принимать .

Коэффициент ZN учитывает возможность повышения допускаемых напряжений для кратковременно работающих передач ( при NH < NHG ).

Расчет числа циклов перемены напряжений выполняют с учетом режима нагружения передачи. Различают режимы постоянной и переменной нагрузки. При постоянном режиме нагрузки расчетное число циклов напряжений ,

где c - число зацеплений зуба за один оборот (для проектируемого редуктора с=1);

- частота вращения того зубчатого колеса, по материалу которого определяют допускаемые напряжения, об/мин;

t – время работы передачи (ресурс) в часах; t = Lh.

Постоянный режим нагрузки является наиболее тяжелым для передачи, поэтому его принимают за расчетный также в случае неопределенного (незадаваемого) режима нагружения.

Большинство режимов нагружения современных машин сводятся приближенно к шести типовым режимам (рис.2.2):

Режим работы передачи с переменной нагрузкой при расчете допускаемых контактных напряжений заменяют некоторым постоянным режимом, эквивалентным по усталостному воздействию. При этом в формулах расчетное число циклов NH перемены напряжений заменяют эквивалентным числом циклов NHE до разрушения при расчетном контактном напряжении.

,

где  - коэффициент эквивалентности, значения которого для типовых режимов нагружения приведены в табл.2.3.

Таблица 2.3

Базовое число циклов NHG перемены напряжений, соответствующее пределу контактной выносливости , определяют по графику на рис.2.2 в зависимости от твердости поверхности зуба или рассчитывают по эмпирическим следующим зависимостям

.

Из двух значений (для зубьев шестерни и колеса) рассчитанного по формуле (2.1) допускаемого контактного напряжения в дальнейшем за расчетное принимают:

- для прямозубых (цилиндрических и конических) передач - меньшее из двух значений допускаемых напряжений ;

- для косозубых цилиндрических передач с твердостью рабочих поверхностей зубьев Н1 и Н2 ³ 350 НВ - меньшее из двух напряжений ;

- для косозубых цилиндрических передач, у которых зубья шестерни значительно (не менее 70...80 НВ) тверже зубьев колеса -

[ sH ]= 0, 5 () £ 1,25 [sH]min ,

где [sH]min - меньшее из значений [sH1] и [sH2] .

Допускаемые напряжения изгиба. Расчет зубьев на изгибную выносливость выполняют отдельно для зубьев шестерни и колеса, для которых вычисляют допускаемые напряжения изгиба по формуле [1]

,

где  - предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба, значения которого приведены в табл. 2.2;

SF - коэффициент безопасности, рекомендуют SF = 1,5...1,75 (смотри табл. 2.2);

YA(КFC) -коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (например, реверсивные передачи), при односторонней нагрузке YA =1 и при реверсивной YA = 0,7...0,8 (здесь большие значения назначают при Н1 и Н2 > 350 НВ);

YN(KFL) - коэффициент долговечности, методика расчета которого аналогична расчету ZN (смотри выше).

При Н £ 350 НВ  , но £ 4 .

При Н > 350 НВ  , но £ 2,6 .

При следует принимать =1. Рекомендуют принимать для всех сталей . При постоянном режиме нагружения передачи

.

При переменных режимах нагрузки, подчиняющихся типовым режимам нагружения (рис.2.2),

,

где  принимают по табл. 2.3.

3. Проектный расчёт закрытой цилиндрической зубчатой передачи

При проектном расчёте прежде всего определяют главный параметр цилиндрической передачи - межосевое расстояние , в мм. Расчёт производят по следующим формулам [1]:

- для прямозубой передачи

 ;

- для косозубой передачи

 .

В указанных формулах знак "+" принимают в расчётах передачи внешнего зацепления, а знак "-" - внутреннего зацепления.

Рекомендуется следующий порядок расчётов.

При необходимости определяют (или уточняют) величину вращающего момента на колесе передачи T2 в Н×мм. В случае задания в исходных данных на курсовой проект вращающего момента номинальный момент на колесе рассчитываемой передачи . При задании полезной мощности привода  (кВт) номинальный вращающий момент на колесе рассчитывают по формуле, где  - частота вращения вала колеса , мин -1.

Из табл. 2.4 назначают относительную ширину колёс  в соответствии со схемой расположения колес относительно опор и выбранной ранее твёрдостью поверхностей зубьев. Бóльшие значения  целесообразно принимать для передач с постоянными или близкими к ним нагрузками. В дальнейшем в расчетах может встретиться относительная ширина колес , которую рассчитывают с учетом зависимости .

Рис.2.3

Коэффициент неравномерности нагрузки по длине контакта KHb выбирают по кривым на графиках рис. 2.3 а, б в соответствии с расположением колёс относительно опор и твёрдостью рабочих поверхностей зубьев колёс.

Приведённый модуль упругости Eпр в случае различных материалов колёс рассчитывают по соотношению

.

Если в передаче используется для изготовления колёс один материал (например, сталь с E =2.1×105 МПа или чугун с E =0.9×105 МПа), тогда Eпр =E , МПа.

Таблица 2.4

Относительная ширина колёс 

Схема расположения	Твёрдость рабочих поверхностей зубьев
колёс относительно опор	H2 £ 350 HB или H1 и H2 £ 350 HB	H1 и H2 > 350 HB
Симметричная	0,3...0,5	0,25...0,3
Несимметричная	0,25...0,4	0,20...0,25
Консольная	0,20...0,25	0,15...0,20

Полученное значение межосевого расстояния aw (мм) для нестандартных передач рекомендуется округлить до ближайшего большего значения по ряду Ra20 нормальных линейных размеров (табл. 2.5).

Таблица 2.5

Нормальные линейные размеры, мм (ГОСТ 6636-69)

	Ряды		Дополн.		Ряды		Дополн.
Ra10	Ra20	Ra40	размеры	Ra10	Ra20	Ra40	размеры
1	2	3	4	5	6	7	8
40	40	40		200	200	200
			41				205
		42				210
			44
	45	45			220	220
			46				230
		48				240
			49
50	50	50		250	250	250
			52
		53				260
			55				270
	56	56			280	280
			58				290
		60				300
			62				310
63	63	63		320	320	320
			65				330
		67				340
			70				350
	71	71			360	360
			73				370
		75				380
			78
80	80	80		400	400	400
			82				410
		85				420
							440
	90	90			450	450
			92				460
		95				480
			98				490
100	100	100		500	500	500
			102				515
		105				530
			108				545
	110	110	112		560	560
			115				580
		120				600
			118				615
125	125	125		630	630	630
		130				670	650
			135				690
	140	140			710	710
			145				730
		150				750
			155				775
160	160	160		800	800	800
			165				825
		170				850
			175				875
	180	180			900	900
			185				925
		190				950
			195				975

Геометрический расчёт закрытой цилиндрической передачи

Определяют модуль зацепления m (или mn для косозубой передачи) из соотношения m(mn) = (0.01...0.02)×аw , если H1 и H2 £ 350 HB и m(mn) = (0.016...0.0315)×аw , если H1 и H2 > 350 HB .

Полученное значение модуля необходимо округлить до стандартного значения по 1-му ряду модулей: 1,0; 1,25; 1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10 мм. При этом для силовых передач рекомендуют [1] принимать m(mn) ³ 1,5 мм.

Для косозубой передачи угол наклона линии зуба назначают в пределах b = 8°...20°.

Далее определяют суммарное число зубьев шестерни и колеса:

для прямозубых колёс 

для косозубых колёс 

Полученное значение  округляют до целого числа.

Число зубьев шестерни определяют из соотношения: , где u – передаточное число передачи, . Здесь знак "+" - для внешнего зацепления, знак "-" - для внутреннего зацепления.

Значение z1 следует округлить до целого числа. Из условия отсутствия подрезания зубьев необходимо назначать: для прямозубых  - для косозубых колёс . Зачастую для уменьшения шума в быстроходных передачах принимают  .

Рассчитывают число зубьев колеса передачи  .

Определяют фактическое значение передаточного числа передачи  с точностью до двух знаков после запятой. Определяют фактическое межосевое расстояние. Для прямозубой передачи. Для косозубой передачи уточняют значение фактического угла наклона линии зуба 

Рабочую ширину зубчатого венца колеса рассчитывают как  и округляют до целого числа по ряду Ra20 нормальных линейных размеров (табл. 2.5). Тогда ширина зубчатого венца колеса , ширина зуба шестерни b1 = b2 +(2...5) мм.

Делительные диаметры рассчитывают по формулам:

 - для прямозубых колёс

и  -для косозубых колёс.

Начальный диаметр шестерни -  .

Начальный диаметр колеса передачи - .

Диаметры вершин зубьев колёс  для прямозубых и  - для косозубых колёс. Диаметры впадин зубьев колёс  - для прямозубых и - для косозубых колёс. Точность вычислений диаметральных размеров колёс должна быть не выше 0,001 мм. Угол aw зацепления передачи принимают равным углу a профиля исходного контура: ° .

Проверочный расчёт закрытой цилиндрической передачи

Проверка контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев колёс. Расчётом должна быть проверена справедливость соблюдения следующих неравенств [1] :

- для прямозубых колёс

 ;

- для косозубых колёс

где ZHb - коэффициент повышения прочности косозубых передач по контактным напряжениям, .

Все геометрические параметры рассчитываемых колёс определены в п.2.4. Для косозубой передачи дополнительно рассчитывают  - коэффициент торцового перекрытия зубчатой передачи по формуле [1]:

Здесь также знак "+" относится к передачам внешнего зацепления, а "-" -внутреннего зацепления.

Рассчитывают (или уточняют) величину вращающего момента Т1 в Н×мм на шестерне проверяемой передачи:

,

где h - КПД передачи, он учитывает потери мощности в зубчатой передаче; обычно h = 0,97.

Для определения коэффициента внутренней динамической нагрузки  необходимо по табл. 2.6 назначить степень точности передачи в зависимости от окружной скорости в зацеплении

, м/с.

Таблица 2.6

Степени точности зубчатых передач

Степень	Окружные скорости вращения колёс V, м/с
точности	прямозубых		косозубых
	цилиндрических	конических	цилиндрических
6	до 15	до 12	до 30
7	до 10	до 8	до 15
8	до 6	до 4	до 10
9	до 2	до 1,5	до 4

Затем по табл. 2.7 находят значение коэффициента  для рассчитываемой передачи.

В косозубой передаче теоретически зацепляется одновременно не менее двух пар зубьев. Однако практически ошибки нарезания зубьев могут устранить двухпарное зацепление, и при контакте одной пары между зубьями второй пары может быть небольшой зазор, который устраняется под нагрузкой вследствие упругих деформаций зубьев. Это учитывают коэффициентом KHa , назначаемым из табл. 2.8.

Таблица 2.7

Значения коэффициентов KHv и KFv

Примечания: 1. Твёрдость поверхностей зубьев

2. Верхние цифры относятся к прямым зубьям, нижние –

к косым зубьям.

Таблица 2.8

Если в результате проверки выявится существенная недогрузка (свыше 10 %) передачи, то с целью более полного использования возможностей материалов зубчатых колёс возможна корректировка рабочей ширины зубчатого венца по соотношению .

Уточнённое значение рабочей ширины венца рекомендуется округлить до нормального линейного размера (по табл.2.5).

Проверка прочности зубьев по напряжениям изгиба. Расчёт выполняют отдельно для шестерни и для зубчатого колеса передачи после уточнения нагрузок на зубчатые колёса и их геометрических параметров.

Проверяют справедливость соотношения расчётных напряжений изгиба sF и допускаемых напряжений [sF]:

для прямозубых колёс

и для косозубых колёс

 ,

где  - коэффициент повышения прочности косозубых передач по напряжениям изгиба, . Здесь Yb -коэффициент, учитывающий повышение изгибной прочности вследствие наклона контактной линии на зубе к основанию зуба, , где  подставляют в градусах. Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между одновременно зацепляющимися зубьями KFaназначают по табл. 2.8.

Окружное усилие в зацеплении колёс рассчитывают по формуле

 , Н.

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине линии контакта KFb определяют по графикам рис. 2.7 в, аналогично рассмотренному выше определению значения коэффициента KHb .

Коэффициент формы зуба YF для прямозубых колёс назначают по табл. 2.9 в зависимости от фактического числа зубьев для прямозубых колёс и от числа зубьев эквивалентных колёс - для косозубых колес. Табл. 2.9 составлена для случая отсутствия смещения зуборезного инструмента (x=0) при зубонарезании.

Если при проверочном расчёте рабочие напряжения изгиба  в зубьях колёс оказываются значительно меньшей величины, чем допускаемые напряжения  , то для закрытых передач это вполне допустимо, так как нагрузочная способность таких передач ограничивается, как правило, контактной выносливостью зубьев.

Таблица 2.9

Коэффициент формы зуба YF

Расчёт открытой цилиндрической зубчатой передачи

Учитывая условия и характер работы открытых передач (недостаточная защищённость от загрязнения абразивными частицами и увеличенный абразивный износ при плохой смазке, большие деформации валов, что приводит к увеличению зазоров в зацеплении, возрастанию динамических нагрузок, к понижению прочности изношенных зубьев вследствие уменьшения площади их поперечного сечения и, как следствие, к поломке зубьев), данные передачи рекомендуют рассчитывать по напряжениям изгиба. В этих передачах выкрашивание не наблюдается, так как поверхностные слои зубьев изнашиваются и удаляются раньше, чем появляются усталостные трещины.

Для проектного расчёта открытых передач по напряжениям изгиба определяют модуль зацепления из выражений [1]:

для прямозубых колес

для косозубых колес

Здесь:

 - число зубьев шестерни открытой передачи (см. исходные данные);

 - коэффициент ширины зубчатого венца колеса относительно модуля, рекомендуют назначать для открытых передач ybm = 10...15;

[sF1] - допускаемое напряжение изгиба зубьев шестерни, Н/мм2, определяют в соответствии с п.2.2. («Расчет допускаемых напряжений»);

Т3 - момент на шестерне, Н×мм; ;

 - определяют по п.2.5. («Проверка прочности зубьев по напряжениям изгиба»);

КFb - смотри рис. 2.3, б;

YF3 - смотри табл. 2.9.

Полученное значение модуля округляют в большую сторону до значения из стандартного ряда модулей (см. п.2.4).

Зная значение модуля, определяют геометрические размеры шестерни :

диаметр делительный - 

диаметр вершин зубьев - 

диаметр впадин зубьев - 

ширина венца - 

Точность вычисления диаметров шестерни до 0,001 мм, значение ширины зубчатого венца округляют до целого числа по нормальным линейным размерам (см. табл. 2.5). Проверочный расчет такой передачи по контактным напряжениям выполняют в соответствии с п.2.5. («Проверочный расчет закрытой цилиндрической передачи»).

содержание   ..  1  2  3  4  5  6  7    ..