2015-03-08
835
Перевірка контактної витривалості робочих поверхонь зубів коліс. Розрахунком повинна бути перевірена справедливість дотримання наступних нерівностей [1]:
- для прямозубих коліс
;
- для косозубых коліс
де ZH - коефіцієнт підвищення міцності косозубых передач по контактних напругах, 
.
Всі геометричні параметри коліс, що розраховують, визначені в п.2.4. Для косозубой передачі додатково розраховують 
- коефіцієнт торцевого перекриття зубчастої передачі по формулі [1]:
Тут також знак "+" ставиться до передач зовнішнього зачеплення, а "-" -внутрішнього зачеплення.
Розраховують (або уточнюють) величину обертаючого моменту Т1 у Н мм на шестірні перевіряє передачи, що:
,
де - КПД передачі, він ураховує втрати потужності в зубчастій передачі; звичайно = 0,97.
Для визначення коефіцієнта внутрішнього динамічного навантаження 
необхідно по табл. 2.6 призначити ступінь точності передачі залежно від окружної швидкості в зачепленні
, м/с.
Таблиця 2.6
Ступеня точності зубчастих передач
|
|
|
| Ступінь | Окружні швидкості обертання коліс V, м/с | ||
| точності | прямозубих | косозубых | |
| циліндричних | конічних | циліндричних | |
| до 15 | до 12 | до 30 | |
| до 10 | до 8 | до 15 | |
| до 6 | до 4 | до 10 | |
| до 2 | до 1,5 | до 4 |
Потім по табл. 2.7 знаходять значення коефіцієнта 
для розраховує передачи, що.
У косозубой передачі теоретично зачіпається одночасно не менш двох пар зубів. Однак практично помилки нарізування зубів можуть усунути двухпарное зачеплення, і при контакті однієї пари між зубами другої пари може бути невеликий зазор, що усувається під навантаженням внаслідок пружних деформацій зубів. Це враховують коефіцієнтом KH, призначуваним з табл. 2.8.
Таблиця 2.7
Значення коефіцієнтів KHv й KFv
| Ступінь точнос- ти | Твердість поверхнос- тей зубів | Коэф- фици- енты | Окружна швидкість | |||||
| V, м/с | ||||||||
| 1.03 | 1.06 | 1.12 | 1.17 | 1.23 | 1.28 | |||
| KHv | 1.01 | 1.02 | 1.03 | 1.04 | 1.06 | 1.07 | ||
| а | 1.06 | 1.13 | 1.26 | 1.40 | 1.53 | 1.67 | ||
| KFv | 1.02 | 1.05 | 1.10 | 1.15 | 1.20 | 1.25 | ||
| 1.02 | 1.04 | 1.07 | 1.10 | 1.15 | 1.18 | |||
| б | KHv | 1.00 | 1.00 | 1.02 | 1.02 | 1.03 | 1.04 | |
| 1.02 | 1.04 | 1.08 | 1.11 | 1.14 | 1.17 | |||
| KFv | 1.01 | 1.02 | 1.03 | 1.04 | 1.06 | 1.07 | ||
| 1.04 | 1.07 | 1.14 | 1.21 | 1.29 | 1.36 | |||
| KHv | 1.02 | 1.03 | 1.05 | 1.06 | 1.07 | 1.08 | ||
| а | 1.08 | 1.16 | 1.33 | 1.50 | 1.67 | 1.80 | ||
| KFv | 1.03 | 1.06 | 1.11 | 1.16 | 1.22 | 1.27 | ||
| 1.03 | 1.05 | 1.09 | 1.14 | 1.19 | 1.24 | |||
| б | KHv | 1.00 | 1.01 | 1.02 | 1.03 | 1.03 | 1.04 | |
| 1.03 | 1.05 | 1.09 | 1.13 | 1.17 | 1.22 | |||
| KFv | 1.01 | 1.02 | 1.03 | 1.05 | 1.07 | 1.08 | ||
| 1.04 | 1.08 | 1.16 | 1.24 | 1.32 | 1.40 | |||
| KHv | 1.01 | 1.02 | 1.04 | 1.06 | 1.07 | 1.08 | ||
| а | 1.10 | 1.20 | 1.38 | 1.58 | 1.78 | 1.96 | ||
| KFv | 1.03 | 1.06 | 1.11 | 1.17 | 1.23 | 1.29 | ||
| 1.03 | 1.06 | 1.10 | 1.16 | 1.22 | 1.26 | |||
| б | KHv | 1.01 | 1.01 | 1.02 | 1.03 | 1.04 | 1.05 | |
| 1.04 | 1.06 | 1.12 | 1.16 | 1.21 | 1.26 | |||
| KFv | 1.01 | 1.02 | 1.03 | 1.05 | 1.07 | 1.08 | ||
| 1.05 | 1.10 | 1.20 | 1.30 | 1.40 | 1.50 | |||
| KHv | 1.01 | 1.03 | 1.05 | 1.07 | 1.09 | 1.12 | ||
| а | 1.13 | 1.28 | 1.50 | 1.77 | 1.98 | 2.25 | ||
| KFv | 1.04 | 1.07 | 1.14 | 1.21 | 1.28 | 1.35 | ||
| 1.04 | 1.07 | 1.13 | 1.20 | 1.26 | 1.32 | |||
| б | KHv | 1.01 | 1.01 | 1.02 | 1.03 | 1.04 | 1.05 | |
| 1.04 | 1.07 | 1.14 | 1.21 | 1.27 | 1.34 | |||
| KFv | 1.01 | 1.02 | 1.04 | 1.06 | 1.08 | 1.09 |
Примітки: 1. Твердість поверхонь зубів
|
|
|
Верхні цифри ставляться до прямих зубів, нижні -
до косих зубів.
Таблиця 2.8
| Окружна швидкість V, м/с | Cтепень точності | KH | KF | ||
| 1.03 | 1.07 | ||||
| До 5 | 1.07 | 1.22 | |||
| 1.13 | 1.35 | ||||
| 5-10 | 1.05 | 1.20 | |||
| 1.10 | 1.30 | ||||
| 10-15 | 1.08 | 1.25 | |||
| 1.15 | 1.40 |
Якщо в результаті перевірки виявиться істотне недовантаження (понад 10 %) передачі, то з метою більше повного використання можливостей матеріалів зубчастих коліс можливе коректування робочої ширини зубчастого вінця по співвідношенню 
.
Уточнене значення робочої ширини вінця рекомендується округлити до нормального лінійного розміру (по табл.2.5).
Перевірка міцності зубів по напругах вигину. Розрахунок виконують окремо для шестірні й для зубчастого колеса передачі після уточнення навантажень на зубчасті колеса і їхні геометричні параметри.
Перевіряють справедливість співвідношення розрахункових напруг вигину F і напруг, що допускають, [ F]:
для прямозубих коліс
і для косозубых коліс
,
де 
- коефіцієнт підвищення міцності косозубых передач по напругах вигину, 
. Тут Y -коефіцієнт, що враховує підвищення изгибной міцності внаслідок нахилу контактної лінії на зубі до підстави зуба, 
, де b підставляють у градусах. Коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження між одночасно, що зачіпаються зубами, KF призначають по табл. 2.8.
Окружне зусилля в зачепленні коліс розраховують по формулі
, Н.
Коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження по довжині лінії контакту KF визначають по графіках мал. 2.7 в, аналогічно розглянутому вище визначенню значення коефіцієнта KH.
Коефіцієнт форми зуба YF для прямозубих коліс призначають по табл. 2.9 залежно від фактичного числа зубів для прямозубих коліс і від числа зубів еквівалентних коліс 
- для косозубых коліс. Табл. 2.9 складена для випадку відсутності зсуву зуборізного інструмента (x=0) при зубонарізуванні.
Если при перевірочному розрахунку робочі напруги вигину 
в зубах коліс виявляються значно меншої величини, чим допускають напряжения, що 
, то для закритих передач це цілком припустимо, тому що навантажувальна здатність таких передач обмежується, як правило, контактною витривалістю зубів.
Таблиця 2.9
Коефіцієнт форми зуба YF
| Z або ZV | YF | Z або ZV | YF | Z або ZV | YF | Z або ZV | YF | Z або ZV | YF | Z або ZV | YF | ||
| 4,28 | 3,92 | 3,80 | 3,66 | 3,61 | 3,62 | ||||||||
| 4,27 | 3,90 | 3,78 | 3,65 | 3,61 | 3,63 | ||||||||
| 4,07 | 3,88 | 3,75 | 3,68 | 3,60 | |||||||||
| 3,98 | 3,81 | 3,70 | 3,62 | 3,60 |
Розрахунок відкритої циліндричної зубчастої передачі
З огляду на умови й характер роботи відкритих передач (недостатня захищеність від забруднення абразивними частками й збільшене абразивне зношування при поганому змащенні, більші деформації валів, що приводить до збільшення зазорів у зачепленні, зростанню динамічних навантажень, до зниження міцності зношених зубів внаслідок зменшення площі їхнього поперечного переріза й, як наслідок, до поломки зубів), дані передачі рекомендують розраховувати по напругах вигину. У цих передачах викрашування не спостерігається, тому що поверхневі шари зубів зношуються й віддаляються раніше, ніж з'являються усталостные тріщини.
|
|
|
Для проектного розрахунку відкритих передач по напругах вигину визначають модуль зачеплення з виражень [1]:
для прямозубих коліс
для косозубых коліс
Тут:
- число зубів шестірні відкритої передачі (див. вихідні дані);
- коефіцієнт ширини зубчастого вінця колеса щодо модуля, рекомендують призначати для відкритих передач bm = 10...15;
[ F1] - допускає напряжение, що, вигину зубів шестірні, Н/мм2, визначають відповідно до п. 2.2. («Розрахунок напруг, що допускають,»);
Т3 - момент на шестірні, Н мм; 
;
- визначають по п. 2.5. («Перевірка міцності зубів по напругах вигину»);
КF - дивися мал. 2.3, б;
YF3 - дивися табл. 2.9.
Отримане значення модуля округляють у більшу сторону до значення зі стандартного ряду модулів (див. п.2.4).
Знаючи значення модуля, визначають геометричні розміри шестірні:
діаметр ділильний - 
або 
діаметр вершин зубів - 
діаметр западин зубів - 
ширина вінця - 
Точність обчислення діаметрів шестірні до 0,001 мм, значення ширини зубчастого вінця округляють до цілого числа по нормальних лінійних розмірах (див. табл. 2.5). Перевірочний розрахунок такої передачі по контактних напругах виконують відповідно до п.2.5. («Перевірочний розрахунок закритої циліндричної передачі»).
ПЛАНЕТАРНІ ЗУБЧАСТІ ПЕРЕДАЧІ
Планетарними називають передачі, що мають зубчасті колеса з осями, що переміщаються, [8,29]. Ці рухливі колеса подібно планетам Сонячної системи обертаються навколо своїх осей й одночасно переміщаються разом з осями, роблячи плоский рух, називаються вони сателітами (лат. satellitum – супутник). Рухливі колеса котяться по центральних колесах (їх іноді називають сонячними колісьми), маючи з ними зовнішнє, а з корончатим колесом внутрішнє зачеплення. Осі сателітів закріплені у водиле й обертаються разом з ним навколо центральної осі.
Планетарные передачі мають ряд переваг перед звичайними:
більші передатні відносини при малих габаритах і масі;
|
|
|
можливість додавання або розкладання механічної потужності;
легке керування й регулювання швидкості;
малий шум внаслідок замикання сил у механізмі.
У планетарних передачах широко застосовують внутрішнє зубчасте зачеплення з кутом aw = 30о.
Для забезпечення зборки планетарних передач необхідно дотримувати умову співвісності (збіг геометричних центрів коліс); умова зборки (сума зубів центральних коліс кратна числу сателітів) і сусідства (вершини зубів сателітів не стикаються один з одним).
Зубчасті колеса планетарних передач розраховуються по тимі ж законам, що й колеса звичайних циліндричних передач [39].
