Последовательность расчета цепной передачи

Проектный расчет

Рис.6. Геометрические и силовые параметры цепной передачи

 

1. Определить шаг цепи р, мм

,

где а) Т₁ - вращающий момент на ведущей звездочке (на тихо­ходном валу редуктора), Н×м;

б) К_э - коэффициент эксплуатации, который представляет собой произведение пяти поправочных коэффициентов, учитывающих различные условия работы передачи (табл.6)

К_Э=К_Д×К_С×К_q×К_рег×К_р;

в) Z₁ - число зубьев ведущей звездочки

Z₁=29-2u,

где u - передаточное число цепной передачи ( u =i_ц ). Полу­ченное значение Z_l округлить до целого нечетного числа, что в сочетании с нечетным числом зубьев ведомой звездочки Z₂ (см. п. 2) и четным числом звеньев цепи l_p (см. п. 5) обеспечит более равномерное изнашивание зубьев и шарниров;

г) [ Р_ц]- допускаемое давление в шарнирах цепи, Н/мм² , за­висит от частоты вращения ведущей звездочки n₁, об/мин (часто­ты вращения тихоходного вала редуктора), ожидаемого шага цепи р;

д) n - число рядов цепи. Для однорядных цепей типа ПР n= I.

Полученное значение шага р округлить до ближайшего стан­дартного по табл. 5П.

 

2. Определить число зубьев ведомой звездочки

Z₂= Z_l ^. u.

Полученное значение Z₂ округлить до целого нечетного числа. Для предотвращения соскакивания цепи:

Z_max £120.

Значения поправочных коэффициентов К. Таблица 6

Условия работы передачи	Коэффициент
обозначе­ние	значение
Динамичность нагрузки	Равномерная Переменная или толчкообразная	КД	1,2…1,5
Регулировка межосевого расстояния	Передвигающимися опорами Нажимными звездочками Нерегулируемые передачи	Крег	0,8 1,25
Динамичность нагрузки	Равномерная Переменная или толчкообразная	КД	1,2…1,5
Регулировка межосевого расстояния	Передвигающимися опорами Нажимными звездочками Нерегулируемые передачи	Крег	0,8 1,25
Положение передачи	Наклон линии центров звездочек к горизонту, град	q=0…40 q=40…90	КВ	1,15 1,05
q£60 q>60	Кq	1,25
Способ смазывания	Непрерывный (в масляной ванне или от насоса) Капельный Периодический	Кс	0,8 1,5
Режим работы	Односменная Двухсменная Трехсменная	Кр	1,25 1,5

 

Допускаемое давление в шарнирах роликовых цепей [р_ц ], Н/мм². Таблица 7

 

Шаг цепи р, мм	При частоте вращения меньшей звездочки n1, об/мин
12,7…15,875 19,05…25,4 31,75…38,1 44,45…50,8		31,5	28,5	23,5 17,5	18,5	22,5 16,5 ¾	17,5 ¾	18,5 ¾ ¾

 

 

3. Определить фактическое передаточное число u_ф и прове­рить его отклонение Du. от заданного

; .

4. Определить оптимальное межосевое расстояние a, мм.

Из условия долговечности цепи а= (30 ... 50) р. Тогда

- межосевое расстояние в шагах.

5. Определить число звеньев цепи l_р

Полученное значение l_p округлить до целого четного числа.

6. Уточнить межосевое расстояние a_р в шагах

Полученные значения a_p ,a (см. п.7), l(см. п. 8) не округлять до целого числа.

7. Определить Фактическое межосевое расстояние a , мм

Для обеспечения возможности устранения провисания цепи принять монтажное межосевое расстояние

8. Определить длину цепи l , мм

9. Определить диаметр звездочек, мм. Диаметр делительной окружности:

-ведущей звездочки;

-ведомой звездочки.

Диаметр окружности выступов:

-ведущей звездочки;

-ведомой звездочки,

где К = 0,7 - коэффициент высоты зуба;

; -коэффициенты числа зубьев ведушей, ведомой звездочек соответственно; - геомет­рическая характеристика зацепления (см. табл. 5П).

 

Диаметр окружности впадин:

-ведушей звездочки;

-ведомой звездочки.

 

Проверочный расчет

 

10. Проверить частоту вращения меньшей звездочки n₁ , об/мин

,

где n₁ - частота вращения тихоходного вала редуктора;

- допускаемая частота вращения.

11. Проверить число ударов цепи о зубья звездочек U, c^-1

где: ,

- pасчетное число ударов цепи;

- допускаемое число ударов.

12. Определить фактическую скорость цепи v, м/с

.

13. Определить окружную силу, передаваемую цепью F_t, H

,

где P₁ - мощность на ведущей звездочке , кВт.

 

14. Проверить давление в шарнирах цепи Р_Ц, Н/мм² :

где A - площадь проекции опорной поверхности шарнира, мм².

,

где d₁ и b₃ - соответственно диаметр ролика и ширина внут­реннего звена цепи, мм (см. табл. 5П); - допускаемое давление в шарнирах цепи, уточняют в соответствии с фактической скоростью цепи v , м/с (см. п.1)

 

v, ,

м/с Н/мм

0,1

0,4

 

Пригодность рассчитанной цепи определяется соотношением .

Перегрузка цепи не допускается. В таких случаях мож­но взять цепь типа IIP с большим шагом P и повторить провер­ку давления P_Ц в шарнирах, либо увеличить число зубьев Z₁ рас­считываемой цепи и повторить расчет передачи.

15. Проверить прочность цепи. Прочность цепи проверяется соотношением , где - соответственно до­пускаемый и расчетный коэффициенты запаса прочности для роликовых цепей

где F_р - разрушающая нагрузка цепи, Н (табл. 5П); F_t - ок­ружная сила, передаваемая цепью, Н ; К _д - коэффициент, учиты­вающий характер нагрузки (см. п.1); F_о - предварительное натяжение цепи, Н

,

где К _f - коэффициент провисания; К_f = 6 для горизонтальных передач;

К_f = 3 - для передач, наклонных к горизонту до 40°;

К_f = 1 - для вертикальных передач; q - масса 1 м цепи, кг/м;

a - межосевое расстояние, м; g =9,81 м/с² - ускорение свободного падения;

F_v - натяжение цепи от центробежных сил, Н:

,

где v- фактическая скорость цепи (см. п. 12).

Допускаемый коэффициент запаса прочности [S]

для роликовых (втулочных) цепей при Z₁ = 15...30.

 

 

Таблица 8

Шаг р, мм	Частота вращения меньшей звездочки n1 , об/мин
12,7	7,1	7,3	7,6	7,9	8,2	8,5	8,8	9,4
15,875	7,2	7,4	7,8	8,2	8,6	8,9	9,3	10,1	10,8
19,05	7,2	7,8		8,4	8,9	9,4	9,7	10,8	11,7
25,4	7,3	7,6	8,3	8,9	9,5	10,2	10,8		13,3
31,75	7,4	7,8	8,6	9,4	10,2		11,8	13,4	—
38,1	7,5		8,9	9,8	10,8	11,8	12,7	—	—
44,45	7,6	8,1	9,2	10,3	11,4	12,5	—	—	—
50,8	7,7	8,3	9,5	10,8		—	—	—	—

 

16. Определить силу давления цепи на вал F_on , Н:

,

где K_B - коэффициент нагрузки вала (см. табл. 8).

При ударной нагрузке значение K_B увеличить на 10 ...15 %.

Пример 3. Рассчитать цепную передачу.

На тихоходном валу редуктора расположена ведущая звёздочка цепной передачи. Исходные данные для расчёта:

Р = 6,92 кВт; n = 301,21 мин^-1

Т = 219,47Н·м i_Ц = u = 3

ω=31,53с^-1

Решение

 

1. Определяем шаг цепи по формуле:

.

Принимаем стандартное значение шага цепи (с запасом) по табл. 5П,

Р = 38,1 мм, где Т₁ = 219,47Н·м

значения коэффициентов определяем по табл. 6;

К_Д = 1,2; К_С = 1,5 (при периодическом способе смазки); К_θ = 1,0 (при горизонтальной передаче); К_РЕГ = 1,25 (при нерегулируемой передаче); К_Р = 1,25 (при двухсменном режиме работы передачи); Z₁ – число зубьев малой звёздочки

Принимаем Z₁ = 23

[P_Ц] – допускаемое давление в шарнирах цепи при n₁ = 301,21 мин^-1, и

р = 38,1 мм. [Р_Ц] = 26 Н/мм² (табл. 7); v = 1 (при однорядной цепи).

2. Определяем число зубьев ведомой звёздочки

Принимаем Z₂ = 69; Z₂ <Z_max = 120.

3. Определяем фактическое передаточное число

4. Определяем оптимальное межосевое расстояние из условия долговечности цепи

Принимаем а = 1500 мм, тогда межосевое расстояние в шагах

5. Определяем число звеньев цепи

Принимаем l_P = 126

6. Уточняем межосевое расстояние а_Р в шагах:

.

7. Определяем фактическое межосевое расстояние

.

Принимаем окончательное межосевое расстояние с учётом устранения провисания цепи от собственного веса

.

8. Определяем длину цепи

.

9. Определяем диаметры звёздочек:

делительной окружности

окружности выступов

К=0,7

d₁ = 11,1 мм – табл. 5П

окружности впадин

 

Проверочный расчёт

10. Проверяем частоту вращения меньшей звёздочки по условию

n₁ ≤ [n₁]

Допускаемая частота вращения

n₁=301,21мин^-1< [n₁]=398мин^-1

условие выполняется.

11. Проверяем число ударов цепи о зубья звёздочки по условию

U ≤ [U]

Расчётное число ударов цепи

Допускаемое число ударов

U=3,67 < [U]=13,3

условие соблюдается.

12. Фактическая скорость цепи

13. Окружная сила, передаваемая цепью

14. Проверяем давление в шарнирах цепи по условию

Площадь проекций опорной поверхности шарнира

b₃ = 25,4 мм² – табл. 5П

[P_Ц] = 26 Н/мм² – табл. 7

P_Ц = 15,67 Н/мм² <[P_Ц] = 26 Н/мм².

Рассчитываемая цепь пригодна к работе.

 

15. Проверяем прочность цепи по соотношению

S ≥ [S]

.

Предварительное натяжение цепи

К_f = 6,0 – для горизонтальных цепей – учитывает провисание;

q = 5,5 кг/м – масса 1 м цепи (табл. 5П);

g = 9,81 м/с²;

К_Д = 1,2 (см. п.1).

- натяжение цепи от центробежной силы, Н

F_P = 12700 даН = 127кН – разрушающая нагрузка цепи, табл. 5П.

Допускаемый коэффициент запаса прочности для роликовых цепей по табл. 8. [S] = 9,8

S = 51,3 > [S] = 9,8

Условие прочности выполняется.

16. Определяем силу давления цепи на вал

K_B = 1,15 – табл.6.

Расчет зубчатой передачи

Прежде, чем приступить к расчету зубчатых передач, необходимо изучить основные критерии их работоспособности /1/ c 126...128.

При передаче крутящего момента (рис. 7,а) в зацеплении кроме нормальной силы F_n действует сила трения F_тр=F_n∙f , связанная со скольжением. Под действием этих сил зуб находится в сложном напряженном состоянии (рис. 7,б).

 

 

а) б)

 

Рис. 7. Напряженное состояние зуба

 

 

Решающее влияние на его работоспособность оказывают два основных напряжения: контактное напряжение σ_H и напряжение изгиба σ_F . Для каждого зуба эти напряжения изменяются во времени по прерывистому отнулевому циклу (см. рис. 7,а). Время действия напряжений за один оборот колеса (t₁) равно продолжительности зацепления одного зуба ( t₂ ).

Переменные напряжения являются причиной усталостного разрушения зубьев: поломка зубьев от на­пряжений изгиба (рис. 8,а), выкрашивание поверхности зуба от контактных напряжений (рис. 8,б), с контактными напряжениями и трением в зацеплении связаны также износ (рис. 8,в), заедание и другие повреждения поверхности зубьев.

 

а) б) в)

 

Рис. 8. Виды повреждения зубьев

 

Расчет на контактную прочность является основным для закры­тых (работающих в условиях обильного смазывания) передач. Цель расчета - предупредить усталостное выкрашивание рабочих поверх­ностей зубьев за заданный срок службы. Расчет на изгиб является основным для зубьев открытых передач при высокой поверхностной твердости. Цель расчета на изгиб - предотвратить поломку зуба.

Обратите внимание на определение усилий, действующих в зуб­чатых передачах и являющихся исходными для расчета зубьев, валов и подбора подшипников. Следует помнить, что расчет зубчатых пе­редач выполняется по расчетным нагрузкам. Эти нагрузки больше но­минальных (теоретических), так как из-за деформации колес, валов, опор, корпусных деталей и неизбежных погрешностей при их изготов­лении и монтаже, возникают дополнительные динамические нагрузки. Расчетная нагрузка

 

T_p=T∙K

F_tp=F_t∙K

 

где Т , F_t - номинальная нагрузка (вращающий момент на валу и окружная сила); К - коэффициент расчетной нагрузки

 

K=K_β∙K_υ

 

K_β - коэффициент концентрации нагрузки, зависит, в основном, от асимметрии расположения колес относительно опор и относительной ширины колеса Ψ_bd= , которые влияют на деформацию деталей и перекос зуба; K_υ- коэффициент динамической нагруз­ки, зависит, в основном, от окружной скорости и точности изготов­ления зубчатых колес; K_β ,K_υ выбирают по таблицам и графикам.

При проектном расчете принимают ориентировочно К=1,1... 1,5. Меньшее значение принимают при прирабатывающихся материалах (HB≤ 350) при симметричном расположении колес для непрямых зубьев.

Уясните, что правильный выбор материала для зубчатых колес определяет габариты и стоимость передачи. Сталь в настоящее вре­мя - основной материал для изготовления зубчатых колес. Если нет особых требований в отношении габаритов передачи следует выбирать материалы со средними механическими характеристиками, с твер­достью ≤ 350НВ (термообработка нормализация или улучшение). При этом обеспечивается чистовое нарезание зубьев после термооб­работки, высокая точность изготовления и хорошая прирабатывае­мость зубьев.

Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей прирабатываемости твердость шестерни НB₁ назначается больше твердости ко­леса НB₂ на (20 ... 50) НB.

Рекомендуемый выбор материала, термообработка и твердость зубчатой пары приведены в табл. 9, а механические свойства ста­лей - в табл. 10.

 

 

Выбор материала, термообработки и твердости. Таблица 9

 

Параметр	Для передач с прямыми и непрямыми зубьями при малой (P≤2 кВт) и средней (Р≤10 кВт) мощности; HB1ср-HB2ср=20...50	Для передач с непрямыми зубьями при средней (P≤10 кВт) мощности; НВ1ср-НВ2ср≥70
Шестерня, червяк	Колесо	Шестерня, червяк	Колесо
Материал	Стали 35, 40, 45, 40Х, 40ХН, 35ХМ	Стали 40Х, 40ХН, 35ХМ
Термообработка	Улучшение Нормализация	Улучшение+ +закалка ТВЧ	Улучшение
Твердость	≤350НВ	≥45 HRCэ	≤350 HB
Допускаемое напряжение при числе цик­лов перемены напряжений NHO; NFO, Н/мм2	[σ]Ho	1,8НВср +67	14HRCэср+ +170	1,8 HBср+ +67
[σ]Fo	1,03 НВср	при m ≥ 3 мм	1,03 НВср
при m< 3 мм

 

Примечания: l. B зубчатых передачах марки сталей шестерни и колеса выбрать одинаковыми. При этом для передач, к размерам которых не предъявляют высоких требований, следует применять дешевые марки сталей типа 40, 40Х. 2. Для колес открытых передач большого диаметра (D≥500 мм) применить стальное литье (35Л, 40Л, 45Л, 40ГЛ, термообработка -норма-лизация, улучшение) в паре с кованой шестерней из стали соответствующей марки.

 

Допускаемые контактные напряжения при расчете на контактную прочность определяются отдельно для зубьев шестерни [σ]_H1 и колеса [σ]_H2.

Механические характеристики сталей. Таблица 10

 

 

Марка стали	Dпред,мм	Sпред, мм	Термооб-ра­ботка	Твердость заготовки	σв	σт	σ-1
Поверхность и сердцевина	Н/мм2
	Любой	Любая	Н	163...192 НВ
			У	192...228 НВ
	Любой	Любая	Н	179...207 НВ
			У	235...262 НВ
			У	269...302 НВ
40Х			У	235...262 НВ
40Х			У	269...302 НВ
40Х			У+ТВЧ	269...302 НВ
40ХН			У	235...262 НВ
40ХН			У	269...302 НВ	920"
40ХН			У+ТВЧ	269...302 НВ
35ХМ			У	235...262 НВ
35ХМ			У	269...302 НВ
35ХМ			У+ТВЧ	269...302 НВ
35 Л	Любой	Любая	H	163...207 НВ
40Л	»	»	H	147 НВ
45Л			У	207...235 НВ
40ГЛ			У	235...262 НВ

Примечания: 1.В графе «Термообработка» принятыследующие обозначения: Н-нормализация, У-улучшение, ТВЧ-закалка токами высокой частоты.2.Для цилиндрическихи конических колес свыточками принять меньшее иззначений С_заг , S_заг .

 

[σ]_H1=K_HL1 [σ]_HO1 ; [σ]_H2=K_HL2 [σ]_HO2

где [σ]_H01 , [σ]_H02 - допускаемое контактное напряжение соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений N_HO (табл. 11); K_HL - коэффициент дол­говечности

K_HL = ,

где N - число циклов перемены напряжений за весь срок службы

N=573ω ∙L_h ,

где ω - угловая скорость соответствующего вала, сек ^-1 ; L_h –срок службы привода, час.

Определение K_HL с учетом графика нагрузки привода приводится в литературе /2/ c 15...16.

Для нормализованных и улучшенных колес 1,0≤ K_HL ≤2,6.

Если N > N_HO , то принимают K_HL = 1.

 

Значение числа циклов N_HO. Таблица 11

Средняя твердость поверхностей зубьев	НВср
HRСэср.	—
NHO, млн. циклов		16,5		36,4

 

Цилиндрические и конические зубчатые передачи с прямыми и непря­мыми зубьями при НB_1ср-НB_2ср = 20 ... 50 рассчитывают по мень­шему значению [σ]_H , т.е. по менее прочным зубьям зубчатой пары.

Зубчатые передачи с непрямыми зубьями при HB_1ср-HB_2ср ≥70 и твердости зубьев колеса ≤ 350 НB рассчитывают по среднему до­пускаемому контактному напряжению

[σ]_H=0.45([σ]_H1 + [σ]_H2),

при этом [σ]_H не должно превышать 1,23[σ]_H2 .

Допускаемые напряжения при расчете на изгиб определяют для шестерни и колеса отдельно

[σ]_F1=К_FL1[σ]_F01; [σ]_F2=K_FL2[σ]_F02,

где [σ]_F0 - допускаемое напряжение изгиба, соответствующее пределу выносливости по изгибу при числе циклов перемен напря­жений N_fo (табл. 9); K_fl - коэффициент долговечности

K_FL= ,

где N_F0 - число циклов перемен напряжении, соответствующих пределу выносливости. Для всех сталей N_fo = 4∙10⁶. При твердости НB≤ 350.

1 ≤ K_FL ≤ 2.08 .

Если N>N_F0, принимают K_fl =1.

При проектном расчете цилиндрической зубчатой передачи при­держивайтесь приведенной ниже последовательности

1. Выбрать материал для зубчатой передачи и определить до­пускаемые напряжения для расчета на контактную выносливость и изгиб.

2. Определить межосевое расстояние передачи a_w , мм

a_w =К_а (u+1) ,

где K_а =43 для косозубых и шевронных передач;

K_a =49.5 для прямозубых;

Ψ_a= - коэффициент ширины венца колеса;

Ψ_a принимают из ряда стандартных чисел : 0,1; 0,15; 0,2; 0,25; 0,315; 0,4; 0,5; 0,63 в зависимости от положения колес относительно опор: при симметричном расположении 0,4…0,5; при несимметричном 0,25…0,4; при консольном 0,2…0,25.

u- передаточное число редуктора; T₂ - вращающийся момент на тихоходном валу редуктора, H∙м; [σ]_H - допускаемое контакт­ное напряжение; K_нb - коэффициент концентрации нагрузки. Для прирабатывающихся зубьев при постоянной нагрузке K_Hb = 1.

Полученное значение межосевого расстояния a_w округлить до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров (табл. 1П).

3. Определить модуль зацепления m , мм

m ≥

где K_m = 6,8 - для прямозубых передач; K_m = 5,8 – для косозубых и шевронных;

d₂= делительный диаметр коле­са, мм; b₂= Ψ_a∙a_w -ширина венца колеса, мм;

[σ]_F -до­пускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом, Н/мм² .

Определить модуль зацепления из условия m = (0,01…0,02) и выбрать его значение из стандартного ряда ряда чисел (не менее высчитанного ранее).

m, мм 1-й ряд -1,0; 1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10

2-й ряд -I,25; I,75; 2,25; 2,75; 3,5; 4,5; 5,5; 7; 9

При выборе модуля 1~й ряд предпочтителен. В силовых зубчатых передачах при HB≤ 350 принять m > 1 мм.

4. Определить угол наклона зубьев β_min для косозубых и шевронных передач

β_min =arcsin .

В косозубых передачах принимают β = 8° ... 20°; в шевронных - β= 25° ... 40°.

5. Определить суммарное число зубьев шестерни и колеса для прямозубых колес Z_∑⁼Z₁+Z₂ = ; для косозубых и шевронных Z_∑⁼Z₁+Z₂= .

Полученное значение Z_∑ округлить в ближайшую сторону до целого числа.

6. Уточнить действительную величину угла наклона зуба

β=arcos .

Точность вычисления угла β до пятого знака после запятой

7. Определить число зубьев шестерни

Z₁= .

Значение Z₁ округлить до ближайшего целого числа. Из условия уменьшения шума и отсутствия подрезания зуба рекомендуется: Z₁≥17.

При получении Z₁≤17, принять Z₁=17, или проектировать нарезание зубьев с положительным смещением инструмента. С методикой расчета такого зубчатого зацепления можно познакомится в литературе: /2/ c 21...22.

8. Определить число зубьев колеса

Z₂=Z_∑-Z_{1 .}

9. Определить фактическое передаточное число u_ф и прове­рить его отклонение Δu от заданного u: u_ф= ;

Δu= ≤ 4% .

При невыполнении нормы отклонения пересчитать Z₁ и Z₂.

10. Определить фактическое межосевое расстояние:

a_w= - для прямозубых передач;

a_w= -для косозубых передач.

11. Определить основные геометрические параметры передачи по формулам приведенным в табл. 12.

 

 

Рис. 9. Геометрические параметры цилиндрической зубчатой передачи.

 

Точность вычисления диаметров колес до 0,01 мм. Значение ширины венцов зубчатых колес округляют до целого числа по нормальным линейным размерам (табл. 1 П).

 

Геометрические параметры зубчатых колес. Таблица 12

 

Параметр	Шестерня	Колесо
прямозубая	косозубая	прямозубое	косозубое
Диаметр	делитель­ный	d1=mz1	d1=mz1/cosβ	d2= mz2	d2=mz2/ cosβ
вершин зубьев	da1=d1+2m	da2=d2+2m
впадин зубьев	df1=d1-2,4m	df2=d2-2,4m
Ширина венца	b1=b2+(2...5) мм	b2=Ψaaw

 

Проверочный расчет

 

12. Проверить межосевое расстояние:

a_w=

13. Проверить пригодность заготовок колес (см. табл. 10).

14. Проверить контактные напряжения σ_H , Н /мм²:

σ_H=K

где К = 436 -для прямозубых колес; K= 376 -для косозубых и шевронных колес.

F_t= -окружная сила в зацеплении, Н;

K_Нa -коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями; K_Ha= 1 - для прямозубых колес; для косозубых колес К_Нa определяется по графику на рис.10 в за­висимости от окружной скорости колес v = , м/с и степени точности передачи (табл.13); K_Hυ -коэффициент динамической нагрузки (табл. 14).

 

Рис. 10 График для определения коэффициента K_Ha по кривым степени точности

 

Допускается недогрузка передачи ( σ_H<[σ]_H ) не более 15 %, перегрузка ( σ_H>[σ]_H ) до 5 %. Если условие не соблюдает­ся, следует увеличить межосевое расстояние a_w, ширину колес либо назна­чить другие материалы колес или другую термообработку, пересчи­тать допускаемые напряжения и повторить весь расчет передачи.

15. Проверить напряжения изгиба зубьев шестерни σ_F1 и колеса σ_F2, H/мм²: σ_F2=Y_F2∙Y_β∙ ∙K_Fa∙K_Fβ∙K_Fυ≤[σ]_F2;

σ_F1=σ_F2∙ ≤[σ]_{F1 ,}

где m -модуль зацепления, мм; b₂ -ширина зубчатого вен­ца колеса, мм; F_t -окружная сила в зацеплении, Н; K_Fa=1 для прямозубых колес. Для косозубых и шевронных в зависимости от степени точности:

 

Степень точности
КFa	0,72	0,81	0,91	1,00

 

Степени точности зубчатых передач.Таблица 13

 

Степень точности	Окружные скорости v, м/с, вращения колес
Прямозубых	непрямозубых
цилиндри­ческих	конических	цилиндри­ческих	конических
	До 15 » 10 » 6 » 2	До 12 » 8 » 4 » 1,5	До 30 » 15 » 10 » 4	До 20 » 10 » 7 » 3

 

Значения коэффициентов K_Hυ и K_Fυ при НВ₂≤350. Таблица 14

Степень точности	Коэффициент	Окружная скорость v, м/с
	КHυ   KFυ	1,03 1,01 1,06 1,02	1,06 1,02 1,13 1,05	1,12 1,03 1,26 1,10	1,17 1,04 1,40 1,15	1,23 1,06 1,58 1,20	1,28 1,07 1,67 1,25
	КHυ   KFυ	1,04 1,02 1,08 1,03	1,07 1,03 1,16 1,06	1,14 1,05 1,33 1,11	1,21 1,06 1,50 1,16	1,29 1,07 1,67 1,22	1,36 1,08 1,80 1,27
	КHυ   KFυ	1,04 1,01 1,10 1,03	1,08 1,02 1,20 1,06	1,16 1,04 1,38 1,11	1,24 1,06 1,58 1,17	1,32 1,07 1,78 1,23	1,4 1,08 1,96 1,29
	КHυ   KFυ	1,05 1,01 1,13 1,04	1,1 1,03 1,28 1,07	1,2 1,05 1,50 1,14	1,3 1,07 1,77 1,21	1,4 1,09 1,98 1,28	1,5 1,12 2,25 1,35

Примечание. В числителе приведены данные для прямозубых в знаменателе - для косозубых и колес с круговыми зубьями.

 

К_Fβ=1 -для прирабатывающихся зубьев; К_Fυ -по табл.13; Y_F1 и Y_F2 -коэффициенты формы зуба, определяются по табл.15, в зависимости от числа зубьев шестерни Z₁ и колеса Z₂ -для прямозубых колес. Для косозубых колес и шевронных колес – в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни Z_υ1= и колеса Z_υ2= ; Y_β=1 -для прямозубых колес; Y_β=1- -для косозубых колес;

[σ]_F1 и [σ]_F2- допускаемые напряжения шестерни и колеса, Н/мм².

 

Коэффициенты формы зуба Y_F1 и Y_F2. Таблица 15

z или zυ	YF	zυ	YF	zυ	YF	zυ	YF	zυ	YF	zυ	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		3,62		3,60
	3,98		3,81		3,70		3,62		3,60

Примечание. Коэффициенты формы зуба Y_F соответствуют коэффици­енту смещения инструмента х=0.

 

Если при проверочном расчете σ_F значительно меньше [σ]_F, то это допустимо, так как нагрузочная способность закрытых зубчатых передач ограничивается контактной прочностью.

 

Рекомендуемые страницы: