- •Т.М. Кокина, п.Д. Павленко, а.П. Павленко, в.Н. Никишин детали машин в примерах и задачах Учебное пособие
- •Содержание
- •Глава I. Основы выбора допускаемых напряжений и коэффициентов безопасности
- •1.1. Общие сведения
- •1.2. Допускаемые напряжения
- •Допускаемые напряжения для углеродистых сталей обыкновенного качества в горячекатаном состоянии
- •Механические свойства и допускаемые напряжения углеродистых качественных конструкционных сталей
- •1.3. Коэффициент безопасности
- •2.Соединения
- •2.1. Сварные соединения. Основные расчетные формулы
- •2.1.1 Расчет сварных соединений, выполненных стыковым швом.
- •2.1.2 Расчет сварных нахлесточных соединений.
- •2.1.3 Расчет пробочных и проплавных соединений.
- •2.1.4 Расчет тавровых соединений.
- •2.1.5 Расчет соединений, выполненных контактной сваркой.
- •2.2 Расчет соединений, включающих группу болтов
- •Глава 3 Расчет передач
- •3.1. Подбор клиноремённой передачи (алгоритм подбора)
- •Проверка ремня на долговечность.
- •3.2. Кинематические и силовые расчёты. Выбор электродвигателя.
- •Выбор электродвигателя
- •Пример кинематического и силового расчетов
- •Глава 4. Расчет на прочность зубчатых передач
- •4,1 Расчёт зубьев на контактную прочность (основные расчётные зависимости).
- •Основные расчетные зависимости при расчёте зубьев на прочность при изгибе
- •2.4. Нагрузочная способность зуба при изгибе. Нагрузочная способность зуба при изгибе при выполнении условий любого критерия.
- •4,2.1 Проектировочный расчёт на контактную выносливость
- •4.2.2. Расчёт на выносливость зубьев при изгибе
- •4.2.4 Расчёт на прочность при изгибе
- •Глава 5. Примеры расчета цилиндрических зубчатых передач
- •5.1 Расчет косозубой зубчатой передачи.
- •5.2 Расчет цилиндрической прямозубой передачи
- •5.1. Выбор материала, определение допускаемых напряжений.
- •5.2. Проектировочный расчет на контактную выносливость.
- •5.2.1 Геометрический расчет.
- •5.2.3 Проверочный расчет зубьев на изгибную выносливость
- •5.3 Подбор чисел зубьев в планетарной передаче.
- •Глава 6. Расчет червячных передач
- •6.1 Выбор материала и расчет допускаемых напряжений
- •6.2. Проектировочный расчет передачи
- •6.3 Проверочный расчет передачи на прочность.
- •6.4. Тепловой расчет.
- •Глава 7 расчет цепных передач
- •7.1 Критерий работоспособности цепных передач. Подбор цепей по несущей способности, особенности эксплуатации
- •7.2. Расчет приводных втулочных и роликовых цепей
- •7.3. Порядок расчета приводных втулочных и роликовых цепей
- •7.4 Пример расчета цепной передачи
- •Глава 8. Подбор подшипников качения
- •8.1 Подбор подшипников по статической грузоподъемности
- •8.2. Подбор подшипников по динамической грузоподъемности
- •8.3 Определение эквивалентной динамической нагрузки
- •8.4 Особенности выбора радиальных подшипников
- •8.5. Особенности выбора радиально-упорных подшипников
- •Определение осевых составляющих от действия радиальных нагрузок радиально-упорных шариковых подшипников
- •8.6. Пример подбора подшипников на заданный ресурс для двухступенчатого зубчатого редуктора
- •9.Расчет валов на выносливость
- •9.1 Проверочный расчет валов на выносливость на примере червячно-цилиндрического редуктора
- •9.1.1 Расчет промежуточного вала
- •3. Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси y в характерных точках сечения а, b, с1, с2, d.
- •9.1.2 Расчет промежуточного вала
- •Определим величину изгибающих моментов в характерных сечениях а, b, с, d.
- •Крутящий момент в сечениях вала.
- •Проверочный расчет валов на прочность.
- •Глава10. Расчет и выбор муфт
- •10.1 Классификация муфт, их назначение
- •Предохранительная кулачковая муфта
- •Муфта с предохранителем
- •10.2 Подбор муфты
- •Расчёт предохранительного устройства
- •Глава11. Расчет коробки скоростей:
- •11.1. Кинематический и силовой расчет привода. Выбор электродвигателя
- •1.2. Уточнение передаточных чисел привода
- •1.3. Определение вращающих моментов на валах коробки (1-я скорость)
- •11.2. Расчёт косозубой цилиндрической передачи (быстроходная ступень, 1-я скорость)
- •11.2.1. Выбор твёрдости, термообработки и материала колёс
- •2.2. Определение допускаемых контактных напряжений и
- •11.2.3. Проектный расчёт
- •11.2.4. Проверочный расчёт
- •11.3. Расчёт косозубой цилиндрической передачи (быстроходная ступень, 2-я скорость)
- •11.3.1. Выбор твёрдости, термообработки и материала колёс
- •3.2. Определение допускаемых контактных напряжений и
- •3.3. Проектный расчёт
- •11.3.4. Проверочный расчёт
- •11.4. Расчёт косозубой цилиндрической передачи (тихоходная ступень) Пример расчета. Выбор твёрдости, термообработки и материала колёс
- •Определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба для зубьев шестерни и колеса
- •Проектный расчёт
- •Проверочный расчёт
- •Литература
4,2.1 Проектировочный расчёт на контактную выносливость
Проектировочный расчёт служит только для предварительного определения размеров. Он является перичным расчетом для проектируемых передач, работающих в масле.
Исходными данными для проектировочного расчёта является циклограмма нагружения; При постоянных нагрузках циклограмма не используется.
Параметр
Передаточное число u;
Вид передач – прямозубая или косозубая;
способ термической или химико-термической обработки на твёрдость рабочих поверхностей зубьев
Ориентировочное значение диаметра начальной окружности шестерни (d1), мм определяют по формуле:
где Kd - вспомогательный коэффициент.
Для прямозубых передач Kd = 770, для косозубых и шевронных Kd = 675.
Ориентировочное значение межосевого расстояния (а), мм определяют по формуле:
где Kа - вспомогательный коэффициент
Для прямозубых передач Kа = 495, для косозубых и шевронных Kа = 430.
. Коэффициент КН учитывающий н6еравномерность распределения нагрузки по ширине венца принимают в зависимости от параметра bd по графику на чертеже 1а.
ПРИМЕЧАНИЕ: Коэффициенты bd и bа связаны зависимостью:
В качестве допускаемого контактного напряжения НР для прямозубой передачи принимают допускаемое контактное напряжение того зубчатого колёса, для которого оно меньше.
Допускаемое контактное напряжение рассчитывают в соответствии с указаниями пункта 3.1.2 при этом следует принимать:
ZR Zu ZL ZX = 0,9
В качестве допускаемого контактного напряжения НР для косозубой и шевронной передачи принимают допускаемое контактное напряжение, определяемое по формуле:
НР = 0,45(НР1НР2)
При этом должно выполняться условие
НР < 1,23 НРlim
Где НРlim меньше одного из значений (НР1НР2)
В противном случае принимают:
НР = 1,23 НРlim
Чертёж 4.1 График для ориентировочного определения коэффициента КН
4.2.2. Расчёт на выносливость зубьев при изгибе
Проектировочный расчёт служит только для предварительного определения размеров, и не может заменить проведение расчёта на выносливость при изгибе по разделу 4.
Исходными данными для проектировочного расчёта являются:
циклограмма нагружения;
параметр или межосевое расстояние а;
угол наклона зуба = 0 или 0;
коэффициент осевого перекрытия > 1 или 1
способ термической или химико-термической обработки и твёрдость поверхности зубьев.
Расчёт производится для шестерни.
Ориентировочное значение модуля (m), мм, при заданном параметре bd вычисляют по формуле:
где Km - вспомогательный коэффициент.
Для прямозубых передач Kma = 1400, для косозубых ( 1) Kma = 1100, для косозубых ( > 1) и шевронных передач Kma = 850.
Исходную расчётную нагрузку (Т2F), при переменных нагрузках выбирают в соответствии с приложением 3.
Коэффициент КF , учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца принимают в зависимости от параметра bd по графику на чертеже 1б.
Чертёж 4 2. график для ориентировочного определения коэффициента КF
Допускаемое изгибное напряжение (FP ), МПа, определяют по формуле:
FР = 0,4 Flim Yn
Где Flim – базовый предел выносливости зубьев, определяемый в зависимости от способа термической обработки по таблицам 14 – 17.
Коэффициент долговечности Yn определяют в соответствии с таблицей п.4.
ПРИМЕЧАНИЕ: для реверсивных зубчатых передач FP уменьшить на 25 %.
Коэффициент, учитывающий форму зуба YF , определяют по чертежу 10.
Проверочный расчёт на контактную прочность
Проверочный расчёт на контактную выносливость служит для уточнеия выбранныъ параметров..
Контактная выносливость устанавливается сопоставлением действующих в оси зацепления расчётного и допускаемого напряжений.
Контактное напряжение в полюсе зацепления при КН = 1 определяют следующим образом:
Коэффициент нагрузки КН определяют по зависимости:
КН = КА КН0 КНВ КН
ПРИМЕЧАНИЕ: В практических расчётах могут быть использованы зависимости:
Допускаемые контактные напряжения НР зацепления определяют раздельно для шестерни и колеса по формуле:
Таблица 1:
-
Наименование параметра
Обозначение
Метод определения
1. Коэффициент учитывающий механические свойства сопряжённых зубчатых колёс.
ZE
Для Е1 = Е2 = Е и 1= 2 = 0,3
. Для стали при Е = 2.1*103 МПа
ZЕ = 190
2. Коэффициент учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев в полюсе зацепления.
ZН
По чертежу 1 или формуле
3. Коэффициент учитывающий суммарную длину контактных линий.
Z
По чертежу 2 или формулам:
4. Окружная сила на делительном цилиндре Н.
FtH
При переменных нагрузках определяют по приложению 3
5. Коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку.
КА
КА = 1
Если в циклограмме не учтены внешние динамические нагрузки, то можно воспользоваться ориентировочными значениями КА, приведёнными в приложении 4 для некоторых машин и механизмов.
6. Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении до зоны резонанса.
КH
При выполнении условия :
для прямозубых передач
для косозубых передач
Определяют по формуле:
где Н – динамическая добавка. При невыполнении условий (34) и (35) определяют по приложению 5.
6.1 Удельная окружная динамическая сила Н/мм.
H
ПРИМЕЧАНИЕ:
Если с шестернёй жестко связана массивная деталь (зубчатое колесо, одетое на вал-шестерню в близости от этой шестерни) с моментом инерции в раз большим, чем у шестерни, то значение H следует увеличить в
Если значения H вычисленные по формуле, превышают предельные значения указанные в таблице 7, их следует принимать равными этим предельным значениям.
6.11 Коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головки зубьев.
Н
По таблице 8
6.12 Коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления, зубьев шестерни и колеса.
g0
По таблице 9
7. Коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий.
КH
При дополнительных конструктивных параметрах передачи распределяется по приложению 6.
7.1 Коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий в начальный период рабочей передачи.
где КК = 0,14 если максимальная ордината эпюры распределения удельных нагрузок по ширине зубчатого венца расположена со стороны подвода вращающего момента КК = - -0,08 в противоположном случае.
Для шевронных передач с симметричным расположением относительно опор, при подводе мощности с одной стороны, при зацеплении шестерни только с одним колесом и bd = b d1 > 1,3 .
Коэффициент КH0 определяют по формуле: гдеbК – ширина канавки между полушевронами.
7.1.1 Фактическое отклонение положения контактных линий в начальный период рабочей передачи.
7.1.1.1 Отклонение положения контактных линий вследствие погрешностей изготовления
где a - коэффициент распределения погрешностей и критерии допустимого повреждения активных поверхностей зубьев.
Для передач с твёрдостью поверхностей зубьев Н > 350 HV
a > 0,5
7.1.2 Удельная нормальная жёсткость пары зубьев Н / (мм*мкм)
С`
Для передач с твёрдостью поверхностей зубьев Н > 350 HV
a > 0,3
По чертежу 3 или формуле:
7.2 Коэффициент учитывающий приработку зубьев.
ПРИМЕЧАНИЕ: В формулу подставляется значение твёрдости менее твёрдого зубчатого колеса.
8. Коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями.
Для прямозубых передач КH = 1. Для косозубых при <2 принимают :
Для косозубых при >2 и шевронных передач принимают:
где
где a - коэффициент распределения погрешностей и критерии допустимого повреждения активных поверхностей зубьев. Для передач с твёрдостью поверхностей зубьев обоих зубчатых колёс Н > 350 HV
a > 0,3
для передач с твёрдостью поверхности хотя бы одного зуба зубчатого колеса Н < 350 HV
a > 0,2
Должно выполняться условие:
8.1 Средняя удельная торцевая жёсткость зубьев пары зубчатых колёс. Н / (мм*мкм)
8.2 Уменьшение погрешности шага зацепления в результате приработки.
ya
Определяется по таблице 10. При < 1 можно принятьya = 0
9. Удельная окружная сила при расчёте на контактную выносливость.
Ht
В качестве допускаемого контактного напряжения передачи которое поставляют с расчётным по формуле, принимают для прямозубых передач минимальное из НР1 и НР2 то есть:
НР = min [ НР1,НР2]
для косозубых и шевронных передач по формуле:
НР = 0,45 ( НР1 НР2) НР min
При выполнении условия:
НР < 1,25НР min
Значения входящие в формулу, определяют по таблице 6.
Коэффициент учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев ZH (Чертёж 2).
Коэффициент учитывающий перекрытие зубьев Z (Чертёж4. 3):
Удельная нормальная жесткость пары зубьев с` Н/(мм*мкм) (Чертёж 4.4).
Таблица 2: Предельные значения HU и FU.
Модуль, m |
Степень точности по нормам плавности по ГОСТ 1643-72 | |||||
5 |
6 |
7 |
8 |
9 |
10 | |
до 3,55 |
85 |
160 |
240 |
380 |
700 |
1200 |
свыше 3,55 до 10 |
105 |
194 |
310 |
410 |
880 |
1500 |
свыше 10 |
150 |
250 |
450 |
590 |
1050 |
1800 |
Таблица 3:
Твёрдость поверхности зубьёв по Виккерсу |
Вид зубьев |
Значение коэффициента |
Твёрдости Н1 < 350 HV Н2 < 350 HV |
Прямые без модификации головки |
0,06 |
Прямые с модификацией головки |
0,04 | |
Косые |
0,02 | |
Твёрдости Н1 > 350 HV Н2 > 350 HV |
Прямые без модификации головки |
0,14 |
Прямые с модификацией головки |
0,10 | |
Косые |
0,04 |
Таблица 4: Значение коэффициента g0.
Модуль, m |
Степень точности по нормам плавности по ГОСТ 1643-81 | |||||
5 |
6 |
7 |
8 |
9 |
10 | |
до 3,55 |
2,8 |
3,8 |
4,7 |
5,6 |
7,3 |
10,0 |
свыше 3,55 до 10 |
3,1 |
4,2 |
5,3 |
6,1 |
8,2 |
11,0 |
свыше 10 |
3,7 |
4,8 |
6,4 |
7,3 |
10,0 |
13,5 |
Таблица 5:Ориентировочные значения приработки уа.
Характеристика материала зубчатого колеса |
Окружная скорость |
Значения приработки уа. |
Максимальное значения приработки уmax. |
Зубчатые колёса с однородной структуры материала |
< 5 |
|
Без ограничения |
5 t 10 |
| ||
>10 |
| ||
Зубчатые колёса с поверхносным упрочнением |
- |
0,075fpd |
3 |
Примечание. Если применяют материалы с разными механическими свойствами, то необходимо определить среднее арифметическое из значений приработки колёс.
Таблица 6:
Наименование параметра |
Обозначение |
Метод определения |
1. Предел контактной выносливости. МПа |
Hlim |
По таблице 12. Примечания: 1. Значения Hlim можно принять отличающимися от приведённых в таблице 12, если они оправданы натурными или стендовыми испытаниями спроектированных зубчатых колёс или их моделей 2. . Значение Hlim для азотирования установлено только для зубчатых колёс с шероховатостью поверхности Ra=1,25 и суммарном пятне контакта зубьев в передаче не меньше предусмотренного 6-й степенью точности по ГОСТ 1643-81 |
2. Коэффициент запаса прочности. |
SH |
Коэффициент запаса прочности интегрально учитывает приближённый характер метода расчёта. Минимальная безопасность должна устанавливаться с учётом неточности исходных параметров, заданной вероятности неразрушения и опасности возможности повреждений. При отсутствии необходимых фактических статических данных можно применить следующие минимальные коэффициенты запаса прочности: Для зубчатых колёс с однородной структурой материала SHmin = 1,1 Для зубчатых колёс с поверхностным упрочнением зубьев SHmin = 1,2 ПРИМЕЧАНИЕ: Для передач, выход из строя которых связан с тяжёлыми последствиями, значение минимальных коэффициентов запасов прочности следует увеличивать с SHmin = 1,25 до SHmin = 1,35 соответственно. |
3. Коэффициент долговечности. |
ZN |
По чертежу 4 или по формулам: при NK NHmin , Но не более 2,6 для однородной структуры материала и 1,8 для поверхностного упрочнения. при NK > NHmin , но не менее 0,75. ПРИМЕЧАНИЕ. При использовании метода эквивалентных циклов вместо NK подставляют NНЕ |
3.1 |
NHmin |
По чертежу 5 или по формуле:
|
4. |
ZR |
Значение ZR общее для шестерни и колеса, принимают для того из зубчатых колёс, зубья которого имеют более грубые поверхности, в зависимости от параметра шероховатости поверхности. Для Ra=1,25 – 0,63 ZR = 1 Для Ra=2,5 – 1,25 ZR = 0,95 Для RZ=40 – 10 ZR = 0,9 |
5. Коэффициент, учитывающий окружную скорость. |
ZU |
Определяют по чертежу 6 или формулам: При Н 350 HV При Н > 350 HV |
6. Коэффициент учитывающий влияние смазки |
ZL |
ZL = 1 |
7. Коэффициент учитывающий размер зубчатого колеса. |
ZХ |
Определяют по чертежу 7 или по формуле:
При d < 700 мм принимать ZХ = 1 |
Чертёж 4. 5: График для определения коэффициента ZN.
Чертёж 4.6:График для определения базового числа циклов перемены напряжений NHmin.
Чертёж 4.7: График для определения коэффициента ZU .
Чертёж 4.8: График для определения коэффициента ZX .
Таблица 7 :
Способ термической и химико-термической обработки зубьев |
Средняя твёрдость поверхностей и зубьев |
Сталь |
Формула расчёта Н lim b МПа |
1. Отжиг, нормализация или улучшение |
Менее 350 НВ |
Углеродистая или легированная |
Н lim b = 2НВ + 70 |
2. Объёмная или поверхностная закалка |
38…50 HRC3 |
Н lim b = 2НHRC3 + 200 | |
3. Цементация и нитроцементация |
Более 56 HRC3 |
Легированная |
Н lim b = 23HRC3 |
4. Азотирование |
550…750 HV |
Н lim b = 1050 |
ПРИМЕЧАНИЕ: Соотношение между твёрдостями, выраженными в единицах НВ, HRC3 ,HV определяют по чертежу 8.
Чертёж 4.9: График соотношений твёрдостей, выраженных в единицах НВ, HRC3 ,HV.