Детали машин и основы конструирования



УЧЕБНИКИ И УЧЕБНЫЕ ПОСОБИЯ ДЛЯ СТУДЕНТОВ ВЫСШИХ УЧЕБНЫХ ЗАВЕДЕНИЙ ДЕТАЛИ МАШИН И ОСНОВЫ КОНСТРУИРОВАНИЯ Под редакцией заслуженного деятеля науки Российской Федерации, доктора технических наук, академика РАСХН М. Н. ЕРОХИНА Допущено Министерством сельского хозяйства Российской Федерации в качестве учебного пособия для студентов высших учебных заведений, обучающихся по агроинженерным специальностям МОСКВА «Колосс» 2005 УДК 631.3.02(075.8) ББК 40.72я73 Д 38 Авторы: М.Н. Ерохин, А. В. Карп, Е. И. Соболев, Н. А. Выскребенцев, Т. С. Чавтараева, В. А. Матвеев, Н. И. Шабанов, С. П. Казанцев, С. А. Голубцов, М. И. Соловьев, О. М. Мельников Рецензент профессор Ю. П. Леонтьев (Московский государственный университет природообустройства) Редакторы: Н. К. Петрова, Г. А. Гусева Детали машин и основы конструирования/Под ред. Д 38 М. Н. Ерохина. — М.: КолосС, 2005. — 462 с.: ил. — (Учебники и учеб. пособия для студентов высш. учеб. заведений). ISBN 5-9532-0044-7 Даны основы расчета и конструирования различных передач (зубчатых, червячных, ременных и др.), валов, подшипников, муфт и других деталей сельскохозяйственных машин. Рассмотрены вопросы компоновки привода и оформления сборочных чертежей. Изложены особенности проектирования механических передач с использованием вычислительной техники. Уделено внимание информационному и патентно-лицензионному поиску, стандартизации и нормализации изделий, формированию надежности машины при проектировании. Приведены методические рекомендации, нормативные материалы и выдержки из стандартов, необходимые для выполнения расчетов. Для студентов вузов по агроинженерным специальностям. УДК 631.3.02(075.8) ББК 40.72я73 ISBN 5-9532-0044-7
© Издательство «КолосС», 2004 © Издательство «КолосС», 2005 Посвящается 100-летию со дня рождения доктора технических наук, профессора С. А. Чернавского ПРЕДИСЛОВИЕ Экономическая и техническая перестройка общества в нашей стране в условиях рыночной экономики возможна только за счет быстрого обновления производства на базе передовых техники и технологии. Отечественное машиностроение обладает достаточным потенциалом для насыщения всех отраслей высокопроизводительными машинами, внедрения комплексной механизации и автоматизации производства. Промышленность выпускает разнообразные машины десятков тысяч наименований от уникальных гидравлических турбин мощностью до миллиона киловатт, скоростных автомобилей, мощных тракторов, зерноуборочных комбайнов до различной малогабаритной техники, облегчающей и заменяющей труд десятков тысяч людей. Только для сельского хозяйства федеральными и региональными машиностроительными производствами освоен выпуск более сотни наименований новой конкурентоспособной техники. Происходит неуклонный рост номенклатуры машин, выпускаемых для различных отраслей, повышение их мощности и производительности, технологичности и экономичности при одновременном снижении массы и размеров. Развитие машиностроения возможно только при широком внедрении специализации, механизации и автоматизации, использовании принципов взаимозаменяемости, унификации и стандартизации сборочных единиц и деталей машин, внедрении прогрессивных технологий. Создание мощных, высокопроизводительных, технологичных и экономичных машин невозможно без постоянного их конструктивного совершенствования, использования новых, более прочных и износостойких материалов, различных способов их упрочнения и коррозионной защиты, совершенствования форм деталей. Этому, безусловно, способствует постоянно развивающаяся наука о машинах — машиноведение. Машиноведение объединяет комплекс научных дисциплин, связанных с машиностроением. Это теория машин и механизмов, машиностроительные материалы, сопротивление материалов, динамика и прочность машин, детали машин и основы конструирования, расчет и конструирование различных специальных машин (двигателей, автомобилей, тракторов и т. д.), технология машиностроения, эксплуатация различных машин, триботехника (наука о трении, износе и смазке), надежность машин и др. Учебный курс «Детали машин и основы конструирования» преподают на инженерных факультетах всех вузов, включая и сельскохозяйственные. Им завершается общетехническая подготовка студентов. Именно выполняя свой первый проект, будущий инженер приобретает навыки конструирования техники. Конструирование представляет собой творческий поиск оптимального варианта структурного синтеза механизма (машины), материалов, форм и размеров деталей, а также установление взаимосвязи различных элементов для реализации требований технического задания с учетом достижений науки и техники и возможностей промышленности. Значение курса «Детали машин и основы конструирования» можно выразить так: «нельзя построить ни одну машину, не умея сконструировать, рассчитать и изготовить ее детали»1. Все существующие машины, начиная от простейшего домкрата и кончая трактором или зерноуборочным комбайном, собирают из отдельных сборочных единиц, которые, в свою очередь, состоят из отдельных элементов (деталей). Одни типы деталей и сборочных единиц широко используют практически во всех машинах, другие—только в специальных машинах для выполнения конкретных функций. В связи с этим все детали и сборочные единицы принято делить на два класса: детали и сборочные единицы общего назначения; детали и сборочные единицы специализированного назначения. В свою очередь, детали и сборочные единицы общего назначения можно разделить на группы: детали и сборочные единицы, предназначенные для преобразования и передачи движения и энергии от одной части машины к другой. Это зубчатые, червячные, ременные, цепные, фрикционные и другие передачи; детали и сборочные единицы, обеспечивающие работу передач: оси, валы, подшипники, смазочные и уплотнительные устройства, муфты; соединения — болтовые, шпоночные, шлицевые, заклепочные, сварные и другие, предназначенные для соединения деталей между собой; опорные детали машин — корпуса, рамы, плиты, кронштейны и др.; демпфирующие устройства — пружины, рессоры и т. д. Детали и сборочные единицы специализированного назначения классифицируют в зависимости от существующих разновидностей машин. Например, к деталям поршневых машин относятся поршни, шатуны, цилиндры и др.; к деталям сельскохозяйственных машин — лемеха, отвалы, режущие органы и т. п. Расчет и конструирование специализированных деталей и сборочных единиц, как правило, изучают в специальных курсах. В курсе «Детали машин и основы конструирования» рассматривают особенности конструирования и расчета деталей, сборочных единиц общего назначения. В данном учебном пособии все вопросы расчета и конструирования деталей и сборочных единиц общего назначения изложены с учетом особенностей эксплуатации сельскохозяйственной техники, существенно отличающихся от условий работы машин в других отраслях. Уделено внимание информационному и патентно-лицензионному поиску, стандартизации и нормализации, формированию надежности машины при проектировании. В связи с тем что на расчет зубчатых передач в нашей стране действует стандарт, соответствующий требованиям европейского стандарта, а на другие передачи таких отечественных стандартов нет, допустимое напряжение в различных передачах обозначено так: онр —для зубчатых передач; [ан]— для всех остальных. Предлагаемое учебное пособие предназначено в основном для выполнения курсовых и дипломных проектов, но может быть использовано и в реальной производственной деятельности инженеров, занимающихся конструированием, эксплуатацией и ремонтом сельскохозяйственной техники. Глава 1 СЕЛЬСКОХОЗЯЙСТВЕННЫЕ МАШИНЫ КАК ОБЪЕКТ КОНСТРУИРОВАНИЯ МЕХАНИЧЕСКИХ ПЕРЕДАЧ И ДЕТАЛЕЙ ОБЩЕГО НАЗНАЧЕНИЯ 1.1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ О СЕЛЬСКОХОЗЯЙСТВЕННЫХ МАШИНАХ Сельское хозяйство представляет собой разнообразную и многофункциональную систему, для эффективной работы которой необходимы машины более 3000 наименований, различающиеся по устройству и назначению. Только для растениеводства Системой технологий и машин для сельскохозяйственного производства России и малотоннажной переработки продукции предусмотрено более 1500 наименований техники, находящейся на производстве, и около 800 наименований рекомендованной к производству. Система машин — это комплекс разнотипных машин, орудий, транспортных средств, приспособлений и механизмов, взаимосвязанных по технологическому процессу и производительности и обеспечивающих полную механизацию всех процессов единого цикла производства. По назначению системы машин делят на зональные, отраслевые, для сельскохозяйственных предприятий, нетипичных для той или иной зоны, но обладающих характерными особенностями, и для возделывания отдельных сельскохозяйственных культур (зерновых, картофеля, льна и др.). Зональные системы машин предназначены для комплексной механизации производственных процессов, типичных для конкретной зоны. Вся территория России по механизации производственных процессов разделена на 11 зон, различающихся почвенно-климатическими и производственными условиями. Отраслевые системы машин предназначены для работы в конкретных отраслях сельского хозяйства, например растениеводстве, животноводстве. Каждая основная отрасль подразделяется на подотрасли. Например, растениеводство включает в себя полеводство, луговодство, овощеводство открытого и закрытого грунта, плодоводство, лесоводство и т. д. В животноводстве можно выделить мясное и молочное скотоводство, евино-, овце-, птицеводство и др. Каждая система машин состоит из энергетических средств, машин общего и специального назначения, транспортных средств и погрузочно-разгрузочных устройств. К энергетическим средствам относятся тракторы, самоходные шасси, стационарные двигатели внутреннего сгорания, электродвигатели и т. п. Машины общего назначения устанавливают отдельно для каждой отрасли сельскохозяйственного производства. Например, для растениеводства — плуги, лущильники, сеялки, разбрасыватели удобрений и т.д.; для животноводства — дробилки, кормозапарочные агрегаты, скребковые конвейеры и др. Специальные машины предназначены только для возделывания какой-то определенной культуры или выращивания конкретных животных, птицы. Поэтому специальные машины выбирают и рассчитывают с учетом особенностей возделывания и уборки отдельных культур или с учетом требований отдельных животноводческих ферм. Каждая машина представляет собой сложную систему. В качестве примера рассмотрим лишь несколько разных по назначению машин. Рис. 1.1. Кинематическая схема комбайна «Дон»: 7 —звездочка привода битера проставки наклонной камеры; 2 — битер проставки наклонной камеры; 3— ведомый вал (барабан) плавающего транспортера; 4—механизм прокрутки наклонной камеры; 5—плавающий транспортер наклонной камеры; 6 — ведущий вал плавающего транспортера; 7— поликлиновой ремень привода жатки; 8 — барабан; 9 — поликлиновой ремень привода молотилки; 10 — натяжное устройство; 11 — двигатель; 12— шкив на коленчатом валу двигателя; 13— шкив привода гидронасоса; 14— шкив привода компрессора кондиционера; 15 — двухручьевой клиноременный привод выгрузного устройства бункера; 16— клиноременный привод зернового элеватора и загрузочного шнека бункера; 17— клиноременный привод заднего контрпривода; 18— контрпривод выгрузного устройства бункера; 19— цепной привод выгрузного шнека бункера; 20— ведущая звездочка загрузочного шнека; 21 — ведущая звездочка скребкового транспортера; 22 — загрузочный шнек бункера; 23— контрпривод зернового элеватора и загрузочного шнека; 24 — горизонтальный выгрузной шнек; 25 — скребковый транспортер зернового элеватора; 26— главный контрпривод; 27— отбойный битер (установлен на валу главного контрпривода); 28 — ведущий шкив вала соломопрессовщика; 29— щиток сброса соломы; 30— соломотряс; 31 — ведущий шкив вала соломотряса; 32— половонабиватель; 33— клиноременный привод соломотряса; 34 — двухручьевой клиноременный привод соломопод-прессовщика; 35 — ведущая звездочка вала половонабивателя; 36— цепная передача; 37— вал заднего контрпривода; 38— верхнее решето очистки; 39— нижнее решето очистки; 40— транспортер колосового элеватора; 41 — колосовой шнек; 42— шкив привода колосового элеватора и распределительного шнека; 43— ведущая звездочка вала распределительного шнека; 44 — распределительный шнек домолачивающего устройства; 45 — домолачивающее устройство; 46— зерновой шнек; 47— ведущий шкив вала домолачивающего устройства; ведущий шкив вариатора вентилятора; 49— вариаторный ремень; 50— ведомый шкив вариатора вентилятора; 51— вентилятор; 52 — ведущий шкив вала привода транспортной доски; 53 — клиноременной привод вентилятора; 54 — вариаторный ремень; 55 — ведомый шкив вариатора барабана; 56— транспортная доска; 57— контрпривод наклонной камеры; 58— контрпривод жатки Рис. 1.2. Схема запарника-смесителя: / — электродвигатель; 2— клиновой ремень; 3— редуктор; 4, 5 — зубчатые колеса; 6, 7— валы лопастных мешалок; 8— выгрузной шнек Зерноуборочный комбайн типа «Дон» срезает и обмолачивает растения, выделяет зерно из вороха и очищает его, а также измельчает или уплотняет незерновую часть растений. У комбайна сложная схема привода (рис. 1.1). Силовой поток от двигателя распределяется в двух направлениях: 1)на ходовую часть через клиноременные передачи, вариатор, муфту сцепления, коробку передач, главную передачу с коническим дифференциалом и два бортовых редуктора; 2) на рабочие органы комбайна через клиноременные и цепные передачи, предохранительные и соединительные муфты, подшипниковые опоры, вариаторы, карданные передачи. Запарник-смеситель кормов (рис. 1.2) используют в кормоцехах для приготовления сырых и запаренных смесей влажностью 60...80% из измельченных кормов. Рабочий процесс совершается в герметически закрытом корпусе, к которому подключен парораспределитель. Корм перемешивают две лопастные мешалки. Выгрузной шнек 8, установленный в нижней части корпуса смесителя, сблокирован с механизмом клиновой задвижки и включается в работу только после полного открытия выгрузной горловины. Привод мешалок состоит из электродвигателя /, клиноременной передачи, редуктора 3 и зубчатой передачи. Машины непрерывного действия (ленточные, цепочно-планчатые, ковшовые, скребковые, шайбовые, винтовые, вибрационные и иные конвейеры) широко применяют в сельскохозяйственном производстве для транспортировки материалов. Все машины состоят из рабочего органа и приводной станции. Например, цепочно-ленточный конвейер (рис. 1.3) предназначен для раздачи кормов на фермах крупного рогатого скота. Здесь корм перемещается по ленте 7, прикрепленной к приводной цепи 6. Привод, установленный на раме 7, включает в себя электродвигатель 2, соединительную муфту 3, редуктор 4 и приводную шестерню 5, установленную на выходном валу редуктора. Ленточные конвейеры предназначены для транспортировки сыпучих, порошкообразных, мелко- и среднекусковых, а также небольших штучных грузов. Это самые распространенные транспортирующие машины. Их преимущества — простота и универсальность конструкции, небольшая металлоемкость, малый расход энергии. Ленточными конвейерами можно перемещать грузы как в горизонтальном направлении, так и под небольшим углом наклона, а при оборудовании специальными лентами или дополнительными устройствами — под значительным углом наклона. Рис. 1.3. Цепочно-ленточный транспортер для раздачи кормов: / — рама приводной станции; 2 — электродвигатель; 3 — соединительная муфта; ^/—редуктор; 5 — приводная шестерня; 6— приводная цепь; 7 — лента
Ленточный конвейер представляет собой замкнутую ленту 3 (рис. 1.4), огибающую приводной 2 (ведущий) и натяжной 4 (ведомый) барабаны. Ведущий барабан приводится в движение от электродвигателя 8 через редуктор 1. Для поддержания верхней (рабочей) и нижней (холостой) ветвей ленты в пролете между барабанами на раме 7 установлены роликовые опоры 6. Натяжение ленты регулируют натяжным устройством 5. Скребковые конвейеры широко применяют для транспортировки зерна, измельченного сена и соломы, корнеплодов, навоза и других насыпных грузов. Преимущества этих конвейеров — простота конструкции, удобство загрузки и разгрузки, возможность транспортировки груза в любом направлении — горизонтальном, наклонном, по сложному контуру. Например, скребковый конвейер ТСН-ЗБ (рис. 1.5), используемый для уборки навоза из животноводческих помещений, состоит из двух транспортеров — горизонтального и наклонного, оборудованных собственными приводными устройствами и работающих независимо один от другого. Скребковую цепь 10 (рис. 1.5, а) горизонтального транспортера укладывают в навозные каналы по всей длине помещения. Цепь перемещает навоз к нижней части желоба наклонного транспортера. Натяжное устройство горизонтального транспортера монтируют в днище, забетонированном в полу помещения. Для регулировки натяжения цепи предусмотрена рукоятка, поворачиваемая вправо и влево. Горизонтальный транспортер приводится в движение от электродвигателя 1 мощностью 4 кВт через клиноременную передачу 2 и двухступенчатый цилиндрический редуктор 3. Рис. 1.4. Ленточный конвейер: / — редуктор; 2— приводной барабан; 3 — лента; 4—натяжной барабан; 5— натяжное устройство; 6— роликовая опора; 7—рама; электродвигатель
Рис. 1.5. Кинематическая схема транспортера ТСН-ЗБ: а — горизонтальный транспортер; б — наклонный транспортер; 1,7— электродвигатели соответственно горизонтального и наклонного транспортеров; 2 — клиноременная передача; 3, с?—редукторы; 4, 9— шарикоподшипники; 5, 10— цепи со скребками; 6— обводной ролик; 11 — обводная звездочка
Наклонный транспортер (рис. 1.5, б) состоит из несущей балки с желобом, тяговой цепи со скребками и приводной станции, включающей в себя электродвигатель 7 и двухступенчатый цилиндрический редуктор 8 с ведущей шестерней на выходном валу. Натяжное устройство закреплено в верхней балке стрелы. Цепь натягивают, перемещая раму привода относительно верхней балки с помощью винта. Наклонный транспортер выгружает навоз за пределы помещения на высоту 2...3м непосредственно в транспортируемую емкость, например тракторную тележку. Погрузочно-разгрузочная машина типа МВС может служить примером широкого использования цилиндрических, конических, зубчатых и цепных передач. Эту машину используют для выгрузки удобрений из отсеков склада, погрузки их в автотранспорт, штабелирования удобрений внутри помещений на высоту до 2 м и расстояния до 5,5 м. Основные части машины типа МВС: ходовая часть на гусеничном ходу, ковшовый элеватор с подгребающими шнеками, рушитель, отгружающий транспортер, электрооборудование. Рабочие органы машины приводятся в действие от электродвигателей переменного тока 7, 2, 10 и 21 (рис. 1.6) через конический 75, цилиндрический 20 и планетарный 77 редукторы, цепные передачи 18, 19 и систему шестерен. Управление машиной дистанционное с пульта управления. При движении машины удобрения разрыхляются шнеками вертикального рушителя, а затем горизонтальными подгребающими шнеками 16 подаются к ковшовому элеватору 17. Ковшовый элеватор подает удобрения на ленточный отгружающий транспортер. Далее удобрения распределяются системой ленточных транспортеров. Кинематическая схема машины МВС-4 показана на рисунке 1.6. Привод ходовой части раздельный. Каждая гусеница приводится в действие собственным электродвигателем 1 или 2 через редуктор 3, включающий в себя две пары цилиндрических и одну пару конических шестерен. Редукторы правой и левой гусеницы собраны в сдвоенном корпусе и снабжены дисковыми нормально замкнутыми центробежными тормозами, которые предотвращают откат машины от штабеля груза при отключении электродвигателей ходовой части. Заборное устройство, включающее в себя ковшовый элеватор, подгребающие шнеки и рушитель, оснащено винтовым механизмом подъема 22 с электрическим и ручным приводами. Механизм подъема закреплен на раме ходовой части. Подъем и опускание элеватора и рушителя регулируют с помощью упоров конечных выключателей. Все электродвигатели машины закрытого обдуваемого и химостойкого исполнения, пусковая аппаратура водостойкого исполнения. Структура сельскохозяйственных машин. Как видно из рассмотренных схем, несмотря на большое разнообразие сельскохозяйственных машин по функциональному назначению и конструктивным признакам, они имеют одинаковую структуру. Типовая блок-схема машины (рис. 1.7) включает в себя двигатель, передаточный механизм (трансмиссию), рабочий орган и К*
Рис. 1.6. Кинематическая схема погрузочно-разгрузочной машины МВС-4: а — механизм подъема отгружающего транспортера; б — привод отгружающего транспортера; в — привод ходовой части; г —привод ковшового элеватора; 1, 2, 10, 21 — электродвигатели; 3— редуктор; 4—приводная звездочка; 5 — вал; 6 — маховик; 7 — барабан; 8 — роликовая опора рабочей ветви; 9 — роликовая опора холостой ветви; 11 — планетарный редуктор; 12— рушитель; 13 — зубчатое колесо; 14 — паразитная шестерня; 15 — конический редуктор; 16— подгребающий шнек; 17— ковшовый элеватор; 18, 19— цепные передачи; 20— цилиндрический соосный редуктор; 22 — винтовой механизм подъема Рис. 1.7. Структурная блок-схема машины управляющее устройство. Каждый из перечисленных элементов машины выполняет определенные функции. Двигатель служит источником механической энергии, необходимой для преодоления сопротивлений, возникающих при работе машины. Рабочий орган предназначен для выполнения технологических операций. Передаточный механизм (трансмиссия) предназначен для согласования характеристики двигателя и рабочего органа по угловой скорости и вращающему моменту. Для вращательного движения характерна зависимость Р~Ш = const (здесь Р — мощность; Т — вращающий момент; со — угловая скорость), а для поступательного движения P~F\ = const (F— сила; v — скорость движения). Управляющее устройство служит для пуска и остановки машины, а также для поддержания заданного режима технологического процесса. Двигатель и передаточный механизм составляют привод, который занимает существенное место в любой машине и от которого во многом зависят функциональная работа, безотказность и срок ее службы. Приводы сельскохозяйственных машин. В зависимости от способа передачи энергии к потребителю различают механические, гидравлические, электрические и пневматические приводы. В сельскохозяйственных машинах широко используют механический привод вследствие его надежной эксплуатации, более простого ремонта, малой стоимости и достаточно высокого КПД. Анализируя развитие конструкции приводов, можно сделать вывод, что механический привод и в ближайшие 50 лет будут широко применять в сельскохозяйственных машинах. В механических приводах энергопреобразователями служат двигатели внутреннего сгорания, гидромоторы, электродвигатели. В этих приводах используют унифицированные и стандартные сборочные единицы (редукторы, муфты, карданные передачи, вариаторы), а также детали общего назначения (зубчатые колеса, ремни, цепи, звездочки, валы, подшипники, крепежные и др.), проектированию и расчету которых в данном учебном пособии уделено основное внимание. В зависимости от типа энергопреобразователя механические приводы делят на четыре класса: первый — привод с силовым потоком от ходовых колес или прикатывающих катков (сеялки, посадочные машины); второй — привод от вала отбора мощности (ВОМ) трактора в машинно-тракторных агрегатах (МТА); третий — привод от двигателя внутреннего сгорания, установленный на шасси комбайна (зерноуборочного, картофелеуборочного и др.); четвертый—привод с силовым потоком от электродвигателя. Привод четвертого класса в основном используют в стационарных и полустационарных сельскохозяйственных машинах (кормораздатчиках, навозоуборочных транспортерах, зерносушилках, зерноочистительных машинах, погрузочно-разгрузочных машинах и др.). 1.2. ОСОБЕННОСТИ ЭКСПЛУАТАЦИИ СЕЛЬСКОХОЗЯЙСТВЕННЫХ МАШИН Условия работы сельскохозяйственных машин существенно отличаются от условий работы машин других отраслей как эксплуатационными, так и технико-экономическими показателями. Большинство сельскохозяйственных машин в процессе работы взаимодействуют с живой средой (растениями, микроорганизмами, животными), которая постоянно изменяется под влиянием биологических процессов и почвенно-климатических условий. Машины не должны травмировать живую среду, а, наоборот, должны создавать наиболее благоприятные условия для ее развития. К особенностям эксплуатации сельскохозяйственной техники относятся: сезонность использования в течение года, ограниченная небольшими агротехническими сроками (90...250 ч в году в зависимости от типа машины), что приводит к увеличению срока окупаемости; выполнение работ того или иного вида в строго определенные агротехнические сроки; работа и хранение в изменяющихся почвенно-климатических и биологических условиях (при высоких и низких температурах, дожде и снегопадах, в абразивной и растительной среде, на неровных и горных участках и т. п.), что влияет на такие показатели надежности, как сохраняемость и ремонтопригодность; неравномерность нагрузок, возникновение динамических перегрузок, вызванных биологическими особенностями убираемых растений, рельефом местности, размерами полей, их засоренностью камнями и др.; минимальные затраты на техническое обслуживание и ремонт в период сезонных работ, обусловленные необходимостью снижения потерь продукции при вынужденных простоях; ограничение допустимой массы сельскохозяйственных машин с точки зрения агротехнических требований; значительное содержание паров и газов в помещениях ферм и животноводческих комплексов, что в сочетании с высокой влажностью образует достаточно агрессивную среду. Практически все детали сельскохозяйственной техники работают в непосредственном контакте с почвой, оказывающей разрушающее действие на поверхности трения. Здесь и абразивность, повышенная влажность, кислотность, щелочность и другие факторы, ускоряющие износ деталей. Анализ состава подзолистых почв Нечерноземной зоны показывает, что в них содержится более 70 % частиц Si02, поверхностная твердость которых колеблется в пределах 10... 12 тыс. МПа. Большинство же деталей сельскохозяйственной техники изготавливают из сталей, в лучшем случае, с поверхностной закалкой твч, или цементацией, что обеспечивает поверхностную твердость не более 8 ООО МПа, что в 1,5 раза меньше твердости абразивных частиц. При таком соотношении твердостей особенно интенсивно разрушаются поверхности трения, где кроме абразивности действует коррозионный фактор вследствие попадания на поверхности трения остатков минеральных удобрений, влаги и других агрессивных сред. Особенно интенсивно изнашиваются цепные передачи (только в картофелеуборочных комбайнах их используется свыше 20 контуров общей длиной более 40 м), опоры скольжения, рабочие поверхности валов в зоне контакта с уплотнениями и уплотнения. Цепные передачи, применяемые на сельскохозяйственных машинах, приходят в негодность уже через 300...400 ч работы, а долговечность их работы ограничивается 80...100 ч, тогда как в машинах, работающих в других отраслях промышленности, цепные передачи отрабатывают тысячи, а иногда и десятки тысяч часов. За период эксплуатации сельскохозяйственных машин фактический расход уплотнений в 2...3 раза превышает нормативный. При капитальном ремонте техники практически все уплотнения (=100 %) подлежат замене, а у 70 % валов требуется восстановить рабочие поверхности в зоне контакта с уплотнениями. В этой зоне износ валов достигает 0,3...0,5 мм. Установлено, что 90 % аварийных разрушений подшипниковых узлов обусловлено нарушением работоспособности уплотнений. Отказ уплотнений приводит к попаданию абразивных частиц в зону трения, увеличению интенсивности изнашивания, утечке смазочного материала и загрязнению почвы нефтепродуктами. На животноводческих фермах даже при хорошей вентиляции влажность воздуха и химически агрессивные испарения достигают 75...80 %, что обусловливает ускоренное разрушение оборудования. Установлено, что скорость коррозии в атмосфере ферм в 2...3 раза выше, чем на промышленных предприятиях. Изложенные выше особенности свидетельствуют о том, что при проектировании сельскохозяйственных машин конструктор должен прежде всего тщательно изучить условия эксплуатации и их влияние на физико-механические свойства материалов, так как формальный подход часто сводит на нет неплохие по конструктивному замыслу идеи. Например, в результате воздействия животноводческих сред на детали из полимерных материалов их прочность уже на седьмые сутки снижается на 30...50 %. 1.3. ПОВЫШЕНИЕ КАЧЕСТВА И ЭФФЕКТИВНОСТИ СЕЛЬСКОХОЗЯЙСТВЕННОЙ ТЕХНИКИ В рыночных условиях проблема повышения качества и эффективности сельскохозяйственной техники особенно актуальна. Сельскохозяйственная отрасль остро нуждается в высокопроизводительных, надежных и экономичных отечественных машинах, позволяющих интенсифицировать технологические процессы производства и соответствующих возрастающим требованиям системы человек — машина — среда. Качество в соответствии с требованиями Международной организации по стандартизации (ИСО) представляет собой совокупность свойств и характеристик изделия (машины), обеспечивающих соответствие установленным или предполагаемым потребностям. Уровень качества изделия — это относительная характеристика качества, основанная на сравнении ряда показателей рассматриваемого изделия с соответствующими показателями базовых изделий. Технический уровень качества изделия следует оценивать в сравнении с лучшими отечественными и зарубежными образцами сельскохозяйственной техники. Изделия, составляющие базовую группу, должны быть аналогичными по назначению, классу и условиям эксплуатации, представлять собой значительную часть общего объема подобной продукции, производимой и реализуемой в нашей стране и за рубежом, соответствовать современному уровню качества. Уровень качества машины формируют при проектировании, обеспечивают при изготовлении и поддерживают в эксплуатации. Следовательно, в процессе проектирования конструктор должен указать в конструкторской документации не только принцип работы и конструктивные особенности изделия, но и его показатели назначения, надежности, технологичности, стандартизации и унификации, экологические, эстетические, эргономические, па-тентно-правовые и др. Техническая оценка качества позволяет определить лучшее в техническом отношении изделие. Техническую оценку определяет технический уровень качества, который включает в себя техническую характеристику, надежность в эксплуатации, удобство управления и обслуживания, долговечность и т. д. Товароведческая оценка качества кроме технической оценки включает в себя оценку пригодности изделия, т. е. его способности выполнять требуемые функции. Экономическая оценка показывает, насколько экономически оправдано то или иное повышение качества. Например, если на техническое обслуживание и ремонт сельскохозяйственной техники затрачивается средств в 5...6 раз больше, чем на ее изготовление, то при разработке и изготовлении техники недостаточно внимания уделено качеству ее составных частей. Показатели качества. Для изделия каждого вида устанавливают свои показатели качества, зависящие от его назначения. С целью сравнения новых моделей сельскохозяйственной техники используют следующие показатели качества: назначения; надежности; технологичности; транспортабельности; стандартизации и унификации; безопасности; эргономические; эстетические ; патентно-правовые; экологические и экономические. Показатели назначения характеризуют способность объекта выполнять заданные функции. Например, для зернопогрузчиков — это производительность, габаритные размеры, масса; для комбайна — пропускная способность молотилки и др. Показатели надежности — это свойства изделия сохранять и восстанавливать работоспособность в процессе эксплуатации в заданных пределах в течение длительного времени. Показатели технологичности характеризуют приспособленность конструкции к ее изготовлению и эксплуатации. К этим показателям относятся коэффициенты сборности (блочности), использования материалов и внешней специализации, трудоемкость, доля деталей, изготовляемых прогрессивными технологическими методами, и др. Показатели транспортабельности отражают приспособленность изделия к транспортировке, например по железной дороге и др. Показатели стандартизации и унификации позволяют оценить степень использования стандартизованных изделий и уровень унификации, а для унифицированных и стандартизованных изделий — соответствие изделия, его частей и материалов действующим стандартам, обеспечение единства мер и др. Показатели безопасности характеризуют особенности конструкции изделия, обеспечивающие безопасные условия эксплуатации для обслуживающего персонала. Эргономические показатели отражают соответствие параметров органов управления психофизическим и антропометрическим данным оператора, удобство обслуживания, уровень звука, вибраций, звуковой мощности, гигиеничность и другие показатели. Эстетические показатели отражают соответствие машины требованиям и тенденциям технической эстетики. К этим показателям относятся внешнее оформление, отделка, окраска, конструктивное исполнение, компоновка, композиция, тектоника, пластика форм, пропорции, масштабность, выразительность, оригинальность, гармоничность, целостность; соответствие среде, стилю и другим требованиям. Патентно-правовые показатели позволяют оценить степень обновления технических решений, использованных в конкретном изделии, их патентную чистоту и патентную защиту. Экологические показатели характеризуют систему человек — машина — среда с точки зрения уровня вредных воздействий эксплуатируемых машин на природу. Экономические показатели — это оптовая цена, полная себестоимость и др. Способы повышения качества изделия (машины). К конструктивным принципам обеспечения необходимого уровня качества прежде всего следует отнести разработку рациональной кинематической схемы. Следует стремиться к ее упрощению, устранению неоправданной сложности. Так, уменьшение числа звеньев механических передач от двигателя к рабочим органам увеличивает надежность и КПД машины. Предпочтительно применять индивидуальные гидро-, пневмо- и электроприводы для отдельных сборочных единиц и механизмов, упругие демпфирующие муфты с целью уменьшения нагрузки в период пуска, сменные рабочие органы и предохранительные устройства, исключающие аварии при эксплуатации; уменьшать ступени преобразования энергии; использовать механизмы с вращательным движением вместо механизмов с возвратно-поступательным прямолинейным движением; концентрировать мощность в одном агрегате с целью повышения КПД машины; оптимально располагать опоры. Поскольку на срок службы машины значительно влияет физический износ ее деталей и механизмов, то учет этого фактора при конструировании позволяет также существенно повысить качество изделия. Способы уменьшения износа: правильный выбор материала; уменьшение давления за счет замены точечного контакта линейным, а линейного — поверхностным; замена трения скольжения трением качения; передача момента параллельно работающими поверхностями (фрикционные дисковые муфты, вариаторы и др.); придание трущимся поверхностям формы, приближающейся к форме естественного износа; защита трущихся поверхностей от абразивных частиц; закрытое исполнение механизмов (в корпусах) вместо открытого, например применение цепных передач закрытого типа в масляной ванне вместо обычных открытых цепных передач, зубчатых редукторов вместо открытых зубчатых передач, подшипников качения с сезонным или одноразовым смазыванием вместо подшипников открытого типа, требующих регулярного смазывания и др.); устранение вибраций или динамических нагрузок за счет уравновешивания механизмов с помощью маховиков, пружин, амортизаторов, статической и динамической балансировки; замена полужидкостного или полусухого трения жидкостным, исключающим соприкосновение трущихся поверхностей; применение устройств для очистки смазочного материала (фильтров, сепараторов и др.). Качество машины во многом зависит и от рациональности конструкции деталей, которую можно обеспечить за счет оптимизации сечений (наибольший момент сопротивления при наименьшей массе); снижения концентрации нагрузки; уменьшения изгибающих сил или замены их сжимающими; устранения сложных напряжений (например, напряжений изгиба и кручения); обеспечения требуемого баланса жесткости; передачи больших мощностей большим числом элементов (например, применение шлицевых соединений вместо шпоночных). При проектировании изделия конструктор должен продумать и обеспечить его ремонтопригодность. Для этого следует предусмотреть: свободный доступ для ремонта и замены быстроиз-нашивающихся деталей; блочность сборки, позволяющей использовать узловой метод ремонта; минимальное число крепежных деталей для монтажа и демонтажа; минимальное число конструктивных связей у деталей и сборочных единиц для полной разборки изделия; возможность сборки и разборки без специальных приспособлений. Немаловажное значение в обеспечении необходимого качества и долговечности проектируемого изделия имеют технологические способы, с помощью которых можно изменять качество поверхностного слоя и структуру материала детали. Это прежде всего термохимическое упрочнение поверхностей (закалка, цементация, борирование, цианирование и др.); оптимальное назначение шероховатости поверхностей с учетом материала, характера и скорости движения, смазывания, вида обработки и др.; создание поверхностей трения с разными физико-механическими свойствами; покрытие поверхности защитным слоем (пластмассой, резиной и др.); наплавка более качественного материала (металлизация) в вакууме, наплавка твердосплавным материалом и др. Конструктору следует помнить, что при создании качественной продукции важно грамотно решать организационные вопросы. Например, унификация изделия приводит к увеличению масштаба его выпуска, что, в свою очередь, требует более совершенного производства. Целесообразно применять стандартизованные и нормализованные детали, а также комплектовать группы деталей с одинаковым сроком службы, кратным сроку службы машины, дублировать слабые звенья конструкции, правильно выбирать смазочный материал; проводить испытание образцов и др. Все перечисленные способы повышения качества и долговечности изделия (машины) в конечном итоге ведут к повышению трудоемкости изготовления, поэтому конструктор должен избегать получения излишней долговечности изделия. Необходимо стремиться к тому, чтобы сборочные единицы, механизмы и детали машины имели долговечность, равную или незначительно превышающую срок службы машины в целом. Контрольные вопросы и задания 1. Из каких элементов состоит типовая схема машины? 2. Из чего состоит привод? 3. Какими способами может передаваться энергия от двигателя к потребителю? 4. В чем особенности эксплуатации сельскохозяйственной техники? 5. Какие показатели качества используют для оценки новой сельскохозяйственной техники? 6. Перечислите основные пути повышения качества сельскохозяйственной техники. 7. Что относится к конструктивным принципам обеспечения необходимого уровня качества? 8. Назовите технологические способы управления качеством и долговечностью проектируемого изделия. 2.1. ОСНОВНЫЕ СТАДИИ ПРОЕКТИРОВАНИЯ Глава 2 ОРГАНИЗАЦИЯ ПРОЦЕССА ПРОЕКТИРОВАНИЯ ДЕТАЛЕЙ МАШИН И МЕХАНИЗМОВ СЕЛЬСКОХОЗЯЙСТВЕННОЙ ТЕХНИКИ
Проектирование — это процесс создания проекта-прототипа, прообраза предполагаемого объекта. В процессе проектирования и конструирования машин разрабатывают документацию, необходимую для их изготовления, монтажа, испытания и эксплуатации. При этом к проектированию обычно относят разработку общей конструкции изделия. Конструирование же включает в себя дальнейшую разработку всех вопросов, решение которых необходимо для воплощения принципиальной схемы в реальную конструкцию. Документация, получаемая в результате проектирования и конструирования, называется проектом. ГОСТ 2.103—68* устанавливает пять стадий проектирования: техническое задание, техническое предложение, эскизный проект, технический проект и разработку рабочей документации. Техническое задание содержит назначение, технические характеристики и требования к показателям качества разрабатываемого изделия. Техническое предложение включает в себя совокупность конструкторских документов по обоснованию технической и технико-экономической целесообразности разработки изделия с учетом технического задания. Эскизный проект — это совокупность конструкторских документов, которые должны содержать принципиальные конструктивные решения, отражающие общее представление об устройстве и принципе действия проектируемого изделия, а также данные, определяющие его назначение и основные параметры. 17
2. Детали машин
Эскизный проект обычно разрабатывают в нескольких вариантах с необходимыми расчетами. На начальной стадии эскизного проектирования расчеты, как правило, выполняют приближенными. Окончательный расчет для выбранного варианта конструкции выполняют в форме проверочного. Отдельные размеры элементов деталей (например, диаметры выступающих концов валов, ступиц, дисков, ободьев тел вращения и др.) не рассчитывают, а принимают на основании существующего опыта проектирования подобных конструкций, обобщенных в нормативно-справочных документах. Эскизный проект служит основанием для разработки технического проекта. Технический проект — это конструкторская разработка, содержащая окончательное техническое решение и дающая полное представление об устройстве разрабатываемого изделия. В проект входят чертежи общих видов изделия и его сборочных единиц, а также пояснительная записка, в которой обоснованы показатели надежности сборочных единиц и изделия в целом, отражено соответствие изделия требованиям техники безопасности и охраны окружающей среды, эргономическим нормам и др. Разработка рабочей документации — заключительная стадия проектирования, в ходе которой разрабатывают конструкции деталей, удовлетворяющие требованиям их надежности, технологичности и экономичности. Следует отметить, что при учебном проектировании (курсовом, дипломном) процесс разработки конструкторской документации в той или иной степени упрощен. 2.2. ИНФОРМАЦИОННЫЙ И ПАТЕНТНО-ЛИЦЕНЗИОННЫЙ ПОИСК Роль технической информации в новых разработках огромна. Разработчик творчески перерабатывает имеющиеся технические решения, приспосабливая их к конкретным условиям. Основным источником научно-технической и производственной информации служит техническая литература, к которой относятся учебники, тематические издания, сборники, издания по распространению передового научно-технического и производственного опыта, обзоры, информационные листки, реферативные издания, экспресс-информация, бюллетени (описания изобретений, технико-экономической информации, регистрации научно-исследовательских работ и др.), материалы конференций, библиографические издания, картотеки, плакаты, отчеты, рекомендации и тезисы докладов, периодика, типовые и руководящие материалы, справочные материалы, нормативно-техническая документация; графические материалы; картотека каль-кодержателей и др. В нашей стране функционирует Государственная система научно-техни-ческой информации (ГСНТИ), которая объединяет научно-технические библиотеки и организации независимо от формы собственности и ведомственной принадлежности. Основная задача этой системы — обеспечение формирования и эффективного использования государственных ресурсов научно-технической информации, их интеграция в мировое информационное пространство и содействие созданию рынка информационной продукции и услуг. Государственная система научно -технической информации включает в себя три уровня: федеральные органы научно-технической информации и на-учно-технические библиотеки; отраслевые органы научно-технической информации и научно-технические библиотеки; региональные центры научно-технической информации. Федеральные органы научно-технической информации и научно-технических библиотек обеспечивают формирование, ведение и организацию использования федеральных информационных фондов, баз и банков данных по различным источникам научно-технической информации и направлениям развития науки и техники. Отраслевые органы научно-технической информации и научно-технические библиотеки подчиняются федеральным органам исполнительной власти и осуществляют формирование, ведение и организацию использования отраслевых информационных фондов, баз и банков данных, подготовку и издание сигнальной и обзорной информации по основным научно-техническим направлениям и проблемам деятельности указанных федеральных органов. Межотраслевую координацию в области научно-технической информации осуществляет Институт промышленного развития (Инфорэлектро), в состав которого входит семь отраслевых научно-исследовательских институтов информации: легкой промышленности, химического и нефтяного машиностроения, автомобильной промышленности, тяжелого и транспортного машиностроения, тракторного и сельскохозяйственного машиностроения, художественной промышленности, а также государственный вычислительный центр Департамента автомобильной промышленности. Региональные (республиканские, краевые, областные) центры научно-технической информации (РЦНТИ) входят в Российское объединение информационных ресурсов научно-технического развития (Росинформресурс). Задачи центров — использование результатов научно-технической деятельности предприятий и организаций, осуществление обмена этой информацией между регионами. Все органы научно-технической информации обеспечивают сбор, хранение и обработку научно-технической информации отечественных и зарубежных источников, формирование, ведение и организацию использования федеральных, отраслевых и региональных информационных фондов, баз и банков данных, составляющих государственные ресурсы научно-технической информации. Современные информационные технологии реализуются на компьютерной технике, что, безусловно, облегчает поиск и систематизацию информации. Ведется активная работа по формированию единого информационного блока, доступного для всех потребителей научно-технической информации. В общей структуре информационного блока важное место занимает патентная информация, содержащая сведения об изобретении. Владея патентной информацией на начальных стадиях проектирования, в частности при разработке технического задания, можно вносить в разработки самые новые, прогрессивные достижения науки и техники. Патентный документ содержит информацию не только о новизне и предшествующем уровне техники, но и в ряде случаев дает подробную информацию о состоянии технического развития в соответствующей области. Кроме технической информации из патентного документа можно получить сведения о фирмах, патентовладельцах, изобретателях и т.д., позволяющие составить картину общетехнического развития и структуру промышленности. Патентный поиск проводят в следующем порядке: 1) составляют задание на поиск; 2) формируют регламент работ; 3) проводят поиск, систематизацию и анализ отобранного материала; 4) обобщают результаты и составляют отчет; 5) заполняют патентную характеристику; 6) составляют информацию на тему. Информация, полученная в результате патентного поиска, позволяет проверить изделие на патентную чистоту, конкурентоспособность и на другие показатели, а также установить объем патентообладателя. Существует несколько видов патентного поиска: тематический (предметный), именной, по номеру документа, по виду документа и др. Тематический поиск как наиболее распространенный считают главным. Для него используют систематические указатели и узкопрофильные информационно-поисковые системы (классификаторы МКИ, УДК, национальные системы классификации и др.). 2*
19
Источник патентного поиска — патентная документация, которая хранится в патентных фондах и служит основной частью справочно-информационных фондов (СИФ) информационных служб. Обеспечение разработчиков новых технологий и техники данными о современных достижениях науки и техники возложено на Российское агентство по патентам и товарным знакам (Роспатент), в частности на его организации — Федеральный институт промышленной собственности (ФИПС) и Информационно-издательский центр (ИНИЦ), образующие первый уровень гснти. Федеральный институт промышленной собственности публикует сведения по патентной документации в издаваемых им официальных бюллетенях: «Изобретения (заявки и патенты)», «Полезные модели. Промышленные образцы», «Товарные знаки. Знаки обслуживания. Наименования мест происхождения товаров»; классификационные материалы; указатели к отечественному и зарубежным патентным фондам. Потребность рынка во вторичных патентно-информационных и правовых изданиях и услугах удовлетворяет Информационно-издательский центр, который выполняет заказы на тематические подборки рефератов серии «Изобретения стран мира» (ИСМ) на бумаге и машиночитаемых носителях. (До 1996 г. реферативная информация ИСМ публиковалась в виде многоязычного реферативного журнала.) В системе Роспатента с 1994 г. распространяют патентную информацию на оптических дисках двух типов: полные описания изобретений, включая чертежи к заявкам и патентам Российской Федерации; рефераты или формулы изобретений с чертежами. С 1997 г. по заказам потребителей выпускают диски CD-ROM, содержащие тематические базы данных в виде текущей и ретроспективной информации по российским и зарубежным патентам начиная с 1996 г. Кроме того, Роспатент располагает автоматизированной системой «Эталонная МПК» и текущей патентно-информационной продукцией на дисках CD-ROM с описанием изобретений разных стран. Наиболее полная информация об изобретениях находится во Всероссийской патентно-технической библиотеке Роспатента (ВПТБ), которая располагает патентными фондами 79 стран и 7 международных организаций. На CD-ROM представлены полные описания изобретений более 20 стран мира. Такая патентно-информационная система предполагает в конечном итоге обеспечение юридических и физических лиц информацией о последних достижениях науки и техники, содержащихся в патентных документах. 2.3. СТАНДАРТИЗАЦИЯ И УНИФИКАЦИЯ ПРИ ПРОЕКТИРОВАНИИ На качество создаваемой новой техники существенно влияют стандартизация и унификация. Стандартизация деталей и сборочных единиц (подшипников, болтов, шпонок и др.) позволяет организовать массовое производство их на специализированных предприятиях, уменьшить стоимость и повысить качество изготовления. Стандартизация технических условий, расчетов, методов испытания также способствует повышению качества и надежности изделий. В зависимости от требований, предъявляемых к объектам стандартизации, различают стандарты следующих категорий: государственные, отраслевые, республиканские и предприятий или объединений. Государственные стандарты (ГОСТ) устанавливают требования к продукции массового и крупносерийного производства межотраслевого применения (ряды нормальных линейных размеров, нормы точности зубчатых передач, допуски и посадки, размеры и допуски резьбы и др.). Соблюдение государственных стандартов обязательно для всех организаций и предприятий нашей страны. Отраслевые стандарты (ОСТ) устанавливают требования к продукции, технической оснастке и инструменту, характерные для данной отрасли. Они охватывают объекты, не относящиеся к объектам государственной стандартизации. Отраслевые стандарты обязательны для организаций и предприятий определенной отрасли промышленности, а также для предприятий и организаций других отраслей, применяющих продукцию данной отрасли. Республиканские стандарты (РСТ) устанавливают требования к продукции, выпускаемой предприятиями республиканского и местного подчинения республики. Объектами РСТ могут быть сырье, материалы, топливо, полезные ископаемые внутри республиканского производства и применения, а также отдельные типы изделий массового или серийного производства, относящиеся к профилю республиканских министерств. Стандарты предприятий (СТП) устанавливают ограничения на нормы, правила, требования, методы и составные части изделий, применяемые только на данном предприятии, например на оснастку, инструмент, типовые технологические процессы. Стандарты предприятий могут устанавливать ограничения по применяемой номенклатуре деталей, сборочных единиц, материалов. На поставляемую продукцию стандарты предприятий не распространяются. В пределах ведомств, предприятий, конструкторских бюро и других организаций часто возникает необходимость сокращения сортамента изделий, в том числе стандартизованных, и уточнения отдельных показателей, рекомендуемых стандартами. В этих случаях проводят нормализацию с учетом конкретных требований предприятия, отрасли и т. д. Такие нормали регламентируют область применения стандартных конструкций в конкретных условиях. Нормалям присваивают индекс Н (нормаль) или МН (межведомственная нормаль), соответствующий номер и год введения. Изделия и материалы, выпускаемые в стране единичными предприятиями, регламентируются различными техническими условиями (ТУ). В народном хозяйстве нашей страны действует более 23 тыс. стандартов. Национальные стандарты отражают уровень машиностроения в конкретных странах, поэтому однотипные стандарты стран различаются между собой. С расширением международной торговли проводится активная унификация национальных стандартов. За основу международных стандартов принимают достижения в науке и технике наиболее развитых стран. Разработкой международных стандартов занимается Международная организация по стандартизации (ИСО). Технические комитеты ИСО разрабатывают стандарты для применения в узкой области (например, стандарты «Предпочтительные числа», «Станки» и др.). Использование международных стандартов способствует повышению качества изделий и расширению области применения машин с высокими техническими характеристиками, облегчает выход на международный рынок. В практической деятельности конструктор пользуется большим количеством стандартов и ТУ. Есть стандарты, имеющие общее применение. Это прежде всего стандарты, связанные с оформлением конструкторской документации, обеспечением качества изделий и соблюдением требований техники безопасности. Единая система конструкторской документации (ЕСКД) — это комплекс государственных стандартов, устанавливающих порядок разработки, оформления и использования конструкторской документации. Стандарты ЕСКД делят на 10 классификационных групп (табл. 2.1). В каждую группу может входить 99 стандартов, поэтому группы стандартов ЕСКД можно пополнять без нарушения их нумерации. Стандартизация обеспечивает определенный порядок в процессе разработки новых изделий и оформления конструкторской документации на них. В процессе проектирования и особенно изготовления машин большой эконо- 2.1. Классификационные группы стандартов Шифр группы Содержание стандартов в группе 0    Общие положения 1    Основные положения 2    Классификация и обозначения изделий в конструкторских документах 3    Общие правила выполнения чертежей 4    Правила выполнения чертежей изделий машиностроения и приборостроения 5    Правила обращения конструкторских документов (учет, хранение, дублирование, внесение изменений) 6    Правила выполнения эксплуатационной и ремонтной документации 7    Правила выполнения схем 8    Правила выполнения документов строительных и судостроения 9    Прочие стандарты мический эффект получают за счет широкой унификации конструкций. Унификация (согласно ГОСТ 23945.0—80) — это приведение изделий к единообразию на основе установления рационального числа их разновидностей. Унификация конструктивных элементов позволяет сократить номенклатуру обрабатывающего, мерительного и монтажного инструмента. Унификации подвергают посадочные сопряжения (по диаметрам, посадкам и классам точности), резьбовые соединения (по диаметрам, типам резьб, размерам под ключ), шпоночные и шлицевые соединения (по диаметрам, формам шпонок и шлицев, посадкам и классам точности), зубчатые зацепления (по модулям, типам зубьев и классам точности), фаски и галтели (по размерам и типам) и т. д. Унификация оригинальных деталей и узлов может быть внутренней (в пределах данного изделия) и внешней (заимствование деталей с иных машин данного или смежного заводов). Унификация марок и сортамента материалов, типоразмеров крепежных и других нормализованных деталей, подшипников качения и других подобных изделий облегчает снабжение завода-изготовителя и ремонтных предприятий материалами, нормалями и покупными изделиями. Особенно эффективна унификация при одновременном проектировании группы машин одного или подобного назначения, различающихся производительностью и размерами. Например, при разработке базовой модели зерноуборочного комбайна унифицировано большое количество деталей и сборочных единиц (звездочек, натяжных устройств, предохранительных муфт, подшипниковых узлов и др.), что позволило применить их в других модификациях машин. В результате унификации сокращено марок профилей на 30%, корпусов и крышек подшипников, звездочек, натяжных шкивов, рукояток, подшипников, уплотнений и деталей режущих аппаратов на 5...15 %, размеров резьб на 12 % и т. д. Степень унификации изделий или их составных частей можно оценить по коэффициенту унификации (2.4)
Этот показатель можно легко определить по сводной спецификации. Он характеризует совершенство конструкции с точки зрения сокращения номенклатуры деталей. Конструкцию считают достаточно совершенной при Лп = 40...60%. Унификацию конструкций дифференцированно оценивают по следующим показателям: по степени унификации оригинальных деталей „ ^ун.ор |оп% Лун.ор- дг ии/0> iVop где ТУун.ор — число унифицированных оригинальных деталей; Nop — общее число оригинальных деталей; по степени унификации элементов конструкции J    iVTp
100%,
Лун=^100%,
Л ЭЛ
(2.5)
N,
ЭЛ
к
где NTр — число принятых типоразмеров данных элементов; N3Jl — общее число элементов в изделии. Расчетные значения коэффициентов унификации обосновывают и указывают в конструкторской документации. Наибольший экономический эффект получают при заимствовании деталей серийно изготовляемых машин, когда детали можно получить в готовом виде. Использование при конструировании унификации и стандартизации деталей и узлов дает большой экономический эффект, повышает надежность всей конструкции, сокращает время конструирования и освоения новых машин, обеспечивает взаимозаменяемость деталей.
УН
100%, (2.1)
ИЛИ Лун =
т
где zyH — число унифицированных деталей; z — общее число деталей; — масса унифицированных деталей; т — общая масса изделия. Значение коэффициента, полученное по первой формуле, не учитывает долю унифицированных деталей в конструкции машины, а по второй формуле учитывает лишь долю массы унифицированных деталей в общей массе машины. Наиболее точным считают коэффициент унификации, определяемый как отношение стоимости унифицированных изделий ЕСун к стоимости машины С:
УН
100%.
(2.2)
Лун
С
Степень внутренней унификации оценивают по значению коэффициента повторяемости
2.4. ТЕХНИКО-ЭКОНОМИЧЕСКИЕ ОСНОВЫ ПРОЕКТИРОВАНИЯ МАШИН При проектировании конструктор постоянно сталкивается с противоречивыми проблемами. Например, в некоторых машинах поломки деталей при экстремальных нагрузках недопустимы.
Nu
100%,
1-
Лп =
(2.3)
Nn
где NH — число наименований деталей изделия; ТУд — общее число деталей изделия.
эср=
А„, (2.6)
А.
В то же время учет этих нагрузок при проектировании нецелесообразен, так как приводит к существенному увеличению массы машины. При эксплуатации техники в результате совместного действия разных нагрузок некоторые детали и сборочные единицы все же выходят из строя. Например, в зерноуборочных комбайнах происходит износ цепей, обрыв ремней, поломка валов, подшипников. Замена таких деталей требует времени и средств, но это выгоднее, чем если бы конструктор предусмотрел в процессе проектирования размеры, исключающие поломки при маловероятном совместном действии случайных нагрузок. Для предотвращения подобных явлений в конструкцию целесообразно вводить специальные предохранительные устройства, исключающие возможность поломки машины или ее деталей при перегрузках. Кроме того, реализация той или иной задачи может быть осуществлена в различных вариантах, из которых необходимо выбрать наиболее рациональный. Так, для передачи движения от двигателя к рабочим органам машины можно использовать механический, электрический, гидравлический или комбинированный привод. Существенное развитие получили и типы приводов. Например, механический имеет несколько разновидностей передач. Выбор наилучшего оптимального для каждого конкретного случая варианта представляет собой ответственную технико-экономическую задачу, решение которой требует глубокого анализа, расчета, обоснования. Методики таких расчетов подробно изложены в специальной экономической литературе. Здесь же даны лишь некоторые основы, необходимые для понимания сущности экономических расчетов и позволяющие на начальных стадиях проектирования обосновать оптимальное решение. Решение о целесообразности создания и внедрения новой техники принимают в зависимости от ее эффективности. Эффективность новой техники определяют по значению экономического эффекта (годового или за срок службы
где Цн, Цб — цена реализации продукции по новому и базовому вариантам, р. за 1 т; А„, Аб — годовой объем произведенной сельскохозяйственной продукции по новому и базовому вариантам, т; Сн, Q — себестоимость производства всей продукции по новому и базовому вариантам, р. Формула (2.6) в обобщенном виде выражает все разновидности эффектов, в том числе за счет повышения качества продукции, увеличения ее объема, снижения потерь, экономии материальных затрат, эксплуатационных расходов по использованию новой техники. На всех этапах проектирования, начиная от разработки технического задания до выполнения рабочих чертежей, идет интенсивная работа по улучшению конструкции, уточнению ее параметров. Все этапы проектирования сопровождаются технико-экономическими расчетами, характер которых изменяется по мере выяснения и уточнения основных экономических параметров, составляющих себестоимость. При конструировании машины особенно важно знать ее материало- и трудоемкость. Материалоемкость конструкции тесно связана с ее массой — важнейшим технико-экономическим параметром, который либо задают в техническом задании на проектирование, либо конструктор принимает в зависимости от заданных характеристик машины. Для многих машин требуется снизить массу при условии обеспечения необходимых критериев работоспособности. Для некоторых машин масса должна быть конкретной и правильно распределенной в пределах заданных ее габаритных размеров. Например, от массы транспортной машины зависит давление ходовых колес на грунт и необходимое сцепление. Массу грузоподъемных кранов и погрузчиков увеличивают с целью обеспечения их устойчивости и
машины), получаемого сельскохозяйственными предприятиями различных форм собственности. Годовой экономический эффект, р., рекомендуется определять по формуле
Цн^н-Сн ЦбАб—Сб
Af
предохранения от опрокидывания, размещая в определенном месте специальные противовесы (балластные грузы). Общую массу машины рекомендуют определять по формуле т — £шд + £шк,    (2.7) где тд — сумма масс деталей машины, подлежащих изготовлению; тк — сумма масс комплектующих покупных изделий. Получаемое значение т позволяет лишь сопоставить конструкции по массе, но не оценить структуру этого параметра и, следовательно, ограничивает возможности принятия лучшего варианта. Например, в конструкциях кранов важно обеспечить не только необходимую массу, в которую входит и масса противовеса, но и структуру этой величины, так как экономически не безразлично, из какого материала изготовлены противовесы. Задача выбора материала и вида заготовки тесно связана с экономичностью и качеством конструкции. При подборе материалов следует учитывать относительную экономичность разрабатываемого проекта и степень дефицитности материала. Оптимальный вариант выбирают по минимуму затрат с = [(См + Сс + СЭ)А + CT.0]min, (2.8) где См, Сс, Сэ, Ст о — соответственно стоимость материалов, рабочей силы, эксплуатационные расходы и расходы на технологическую оснастку; А — годовой объем выпуска. Для многих машин выбор материала диктуется условиями эксплуатации и ремонта. Иногда более дорогой материал, обладающий высокой износостойкостью, предпочтителен по сравнению с дешевым, требующим дополнительных затрат на обеспечение его износостойкости или частой замены при эксплуатации. В таких случаях существенную экономию можно получить при использовании биметаллов, составных деталей. Например, ступицу червячного колеса выполнить из чугуна, а венец — из бронзы. Снижения массы конструкции на 30...35 % достигают за счет использования пустотелых и фасонных профилей проката. К важным характеристикам машины относят также структурную материалоемкость, определяемую как сумму затрат материалов с учетом технологии изготовления деталей машины: Ш ^ч.л ^с.л ^с.п •••? (2*9) где тч л, тс л, тс п — расход соответственно чугунного, стального литья, сортового проката, кг. Такое развернутое представление материалоемкости позволяет определить направления экономии материалов при изготовлении, а следовательно, уменьшения себестоимости машины и достижения ее наибольшей экономической эффективности. При сопоставлении различных вариантов удобно использовать удельные показатели Кт, определяемые как отношение массы машины к наиболее характерному для нее параметру — мощности Р, вращающему моменту Г, производительности Ж и др.: Ктр -^/Р\Ктт- т/Т\ KmW = m/W Трудоемкость. Общая трудоемкость Т0 — это нормированная сумма затрат на изготовление деталей и машины в целом, включая все технологические операции. В начальной стадии проектирования при отсутствии чертежей и норм времени общую трудоемкость ориентировочно можно определить по формуле Т0 = пгТуК,    (2.10) где Ту — удельная трудоемкость; К — коэффициент, учитывающий масштаб производства. Удельную трудоемкость, определяемую как отношение общей трудоемкости к массе машины, принимают по справочным данным, накопленным в конструкторских бюро, НИИ. В этом случае считают, что трудоемкость изготовления данной машины полностью зависит от ее массы. Такое допущение справедливо лишь при стабильной номенклатуре изделий одной и той же модели и неизменной технологии производства. В других случаях этот метод расчета дает лишь ориентировочное значение удельной трудоемкости. Для предварительной оценки общей трудоемкости изготовления проектируемой машины при расчете используют трудоемкость изготовления аналогичной машины. В этом случае Т0 = Т АВД, (2.11) где Та — трудоемкость изготовления аналогичной машины; Кт, Кп, — коэффициенты, учитывающие соответственно различие масс проектируемой и аналогичной машин, масштаб производства, относительную потребность в обновлении станочного парка в связи с заменой объекта производства. Достаточно точно значение общей трудоемкости можно получить при ее расчете по составляющим затратам труда: Тоб = Тл + Тк + Тм + Тт + тсб + т0 + ..., где Тл, Тк, Тм, Тх, Тсб, Т0 — трудоемкости соответственно литейных и кузнечных работ, механической и термической обработок, сборочных операций, обкатки и т. д. Себестоимость. На стадии разработки технического задания себестоимость изделия (машины) чаще всего рассчитывают по удельным показателям. В качестве удельных показателей могут быть приняты следующие статистические данные о себестоимости 1 т конструкции, т. е. себестоимость машины, приходящаяся на единицу установленной мощности, снимаемого вращающего момента, грузоподъемности и др. В этом случае считают, что себестоимость прямо пропорциональна избранному показателю и не учитывают конструктивные особенности проектируемой машины, возможные изменения технологии и условий производства. Тогда С = Стт\ С = СРР; С = СТТи т. д., где Ст, СР, СТ— удельные себестоимости, р/т, р/кВт,р/(Н • м); т — расчетная масса, т; Р — мощность двигателя, кВт; Г—вращающий момент на выходном валу проектируемой машины, Н • м. Чтобы уточнить себестоимость машины, учитывают стоимость материалов, затраты на обработку деталей и сборку машины, пропорциональные трудоемкости этих работ. Для ряда машин, изготовляемых по принципу геометрического подобия и в одинаковых условиях, стоимость материалов и трудоемкость изготовления в литейных, кузнечных, сборочных цехах пропорциональны массе т, а трудоемкость механической обработки, окраски и отделки — поверхности машины S. В этом случае себестоимость С = mKn+SKs, (2.14) где Кп, ^—коэффициенты пропорциональности. Коэффициенты пропорциональности в формуле (2.14) и удельные себестоимости в формуле (2.13) принимают по справочникам или данным заводов, изготовляющих аналогичные машины. Результаты расчетов удельной себестоимости будут точнее, если принцип геометрического подобия использовать не для машины в целом, а для отдельных агрегатов, сборочных единиц, деталей. Тем более что в современных машинах широко применяют комплектующие изделия, стоимость которых следует определять по данным поставщиков. Для расчета себестоимости методом подобия следует учитывать только чистую массу машины без комплектующих изделий. Себестоимость детали можно определить по формуле С = См + Е(3/ + Н/ + С//«/), (2.15) где См — стоимость материала, затраченного на одну деталь; 3, — зарплата, необходимая для изготовления одной детали; Н, — накладные расходы; С, —стоимость специальной оснастки; л,— число деталей в партии. Анализ формулы (2.15) показывает, что чем больше масштаб производства, тем выше уровень механизации и автоматизации производства, меньше накладные расходы и затраты на зарплату, т. е. высокая экономичность может быть достигнута только при большом масштабе производства. Себестоимость изделия существенно зависит от материала, технологии изготовления, унификации на стадии разработки проекта и в процессе изготовления. Только творческий всесторонний анализ возможных вариантов в сочетании с технико-экономическим анализом позволит конструктору разработать изделие с наилучшими параметрами при минимуме затрат. Контрольные вопросы и задания 1. Назовите основные этапы проектирования. 2. Что включает в себя эскизный проект? З.Что включает в себя технический проект? 4. Назовите основные источники научно-технической и производственно-технической информации. 5. Какова роль патентной информации при проектировании? 6. С какой целью стандартизируют массовые детали и сборочные единицы? 7. Какие существуют категории стандартов? 8. Что понимают под унификацией и какова ее роль при проектировании? 9. По каким показателям оценивают степень унификации изделий? 10. Какими критериями определяется эффективность техники на стадии ее разработки? 11. По какому критерию выбирают оптимальный вариант разработанной конструкции? 12. Как оценивают трудоемкость изготовления конструкции на начальной стадии проектирования? 13. Как оценивают себестоимость проектируемой машины, сборочной единицы, детали? Глава 3 ФОРМИРОВАНИЕ НАДЕЖНОСТИ МАШИН ПРИ ПРОЕКТИРОВАНИИ N
Д=-

N-1
(3.8)
3.1. ОСНОВНЫЕ ПОНЯТИЯ ТЕОРИИ ВЕРОЯТНОСТИ И МАТЕМАТИЧЕСКОЙ СТАТИСТИКИ Для решения практических задач теории надежности широко используют методы теории вероятности и математической статистики. Приведем лишь некоторые понятия этих теорий, необходимые для количественной оценки показателей надежности техники, эксплуатируемой в сельскохозяйственном производстве. Большинство показате-лей надежности представляют собой случайные величины, которые в процессе испытаний могут принимать те или иные значения, неизвестные заранее. Случайная величина может быть дискретной, т. е. прерывистой (например, число отказов за время t, число отказавших машин при испытаниях данного объема и т. п.), или непрерывной (например, срок службы, время работы до отказа и др.). Непрерывные случайные величины могут принимать любые неизвестные заранее значения теоретически в интервале от 0 до °°, а практически — в конкретном интервале. Например, если срок службы редуктора колеблется в пределах от 10 до 15 тыс. ч, то у всех испытуемых редукторов он будет находиться в этом интервале. Вероятности отказа F(t) и безотказной работы P(t), являясь событиями противоположными и несовместимыми, представляют собой интегральные функции случайной величины th т. е.
F(t) = 1 - P(t). Плотность вероятности отказа
At) = Fit) = 1 - PV). (3.2)
(3.1)
Вероятность безотказной работы P(t)=]    (з.з) Для статистической оценки вероятности безотказной работы однотипных изделий используют приближенную формулу
где // — срок службы /-го изделия; N— число испытуемых изделий данного типа. Для характеристики рассеивания случайной величины относительно ее математического ожидания вычисляют: дисперсию
где т — число изделий, отказавших за время t; N— число испытуемых изделий. Важной характеристикой случайной величины (например, ресурса) является математическое ожидание
среднее квадратическое отклонение a=VZ>;    (3.7)
коэффициент вариации т
N
- 1 N Т=— У t■
(3.6)
(3.5)
(3.4)
Коэффициент вариации определяют по уравнению (3.8) для тех показателей надежности, зона рассеивания значений которых начинается от 0 или близка к нему. При наличии смещения tCM коэффициент вариации вычисляют по уравнению f(t)
(3.9)
Более полную характеристику случайной величины дает закон ее распределения. Закон распределения случайной величины — это аналитическое соотношение, устанавливающее связь между значениями случайной величины (например, наработки, времени восстановления и др.) и их вероятностями. К показателям надежности машин, эксплуатируемых в сельском хозяйстве, в большинстве случаев применимы закон нормального распределения (Гаусса), закон распределения Вейбулла и экспоненциальный закон, представляющий собой частный случай закона Вейбулла. Выбор закона распределения зависит от значения коэффициента вариации: при V< 0,33 — закон нормального распределения; при V> 0,33 — закон Вейбулла. Нормальный закон распределения случайной величины t характеризуется тем, что плотность вероятности отказов J{t) плавно поднимается, достигает максимума и затем плавно снижается (рис. 3.1, а). (3.13)
Для этого закона распределения плотность вероятности отказа, а также вероятности отказа и безотказной работы будут иметь вид при
2 а2
№=
2ст2
F(t)=j f(t)dt=—j== J о    GV^TT-oo
/>(/)=J/(/)d/. 0
Нормальное распределение имеет два независимых параметра: математи- Р(6 Рис. 3.1. Зависимости плотности fij) вероятности отказа (а) и вероятности P(t) безотказной работы (б) для нормального закона распределения ческое ожидание, или среднюю наработку на отказ [см. формулу (3.5)], и среднее квадратическое отклонение а [см. формулу (3.7)]. Кривая плотности вероятности Д/) тем острее и выше, чем меньше а. Теоретически она начинается от / = —оо и распространяется до /=+©о? но фактически площадь, очерченная кривой плотности вероятности отказа.Д0 за пределами Т= За (рис. 3.1, б), настолько мала, что соответствующая ей вероятность отказа составляет 0,00135 (0,135 %), поэтому в расчетах ее обычно не учитывают. С целью упрощения практических расчетов вместо формул (3.10)...(3.12) можно использовать таблицу 3.1, в которой принято следующее обозначение: Пример. Определить вероятность безотказной работы F\t) редуктора за время /=6000 ч, если известно, что время до отказа подчиняется нормальному Т=5000 ч, распределению = 1000 ч. Согласно формуле (3.13) U=(t- ? )/ст = (6000 -5000)/1000 = 1. По таблице 3.1 при U- 1 находим ДО = 0,841. По формуле (3.1) вычисляем вероятность безотказной работы редуктора P(t) = \-F(i) = \- 0,841 = 0,159. Закон распределения Вейбулла. Для Среднее время возникновения отказа
3.2. Значения а и b для закона распределения Вейбулла
этого закона интегральная функция вероятности отказов имеет вид F{t)=\—P{t)=1 —е-(/ /а)А, (3.14) вероятность безотказной работы (3.15)
где а=Т/а, Ъ — параметры закона распределения. Значения а и b определяют по таблице 3.2 в зависимости от коэффициента вариации V, вычисляемого по формуле (3.9). Экспоненциальный (показательный) закон распределения в общем случае имеет вид = p-Xt
р(о
где P{t) —вероятность того, что значение случайной величины больше /; е — основание натурального логарифма; X — параметр распределения. Для экспоненциального закона распределения вероятность отказа Fit), плотность вероятности отказа flt) и интенсивность отказов X(t) определяют по формулам: Fit) = 1- Pit) =1 -e~Xt; (3.17) At) = F'it) = te-x'-, (3.18) (3.19)
T=\Pmt=\^=\. (3.20) о    0 Л Экспоненциальный закон является частным случаем закона Вейбулла. Его широко применяют в теории надежности и массового обслуживания, при анализе сложных систем, прошедших период приработки, и систем, работающих под воздействием механических нагрузок, а также при анализе наработки в случае внезапных случайных отказов, происходящих из-за скрытых дефектов технологии. 3.2. ПОКАЗАТЕЛИ НАДЕЖНОСТИ, ИХ ОПРЕДЕЛЕНИЕ И ПРОГНОЗИРОВАНИЕ ПРИ ПРОЕКТИРОВАНИИ Надежность сельскохозяйственной техники, как и любой другой машины, является важнейшим показателем ее качества. Основные понятия надежности определены ГОСТ 27.002—89. Надежность — это свойство объекта (системы машин, машины, агрегата, изделий, входящих в состав машины) выполнять в течение времени или заданной наработки свои функции в заданных режимах и условиях применения, технического обслуживания, ремонтов, хранения и транспортирования. Надежность — комплексное свойство, которое включает в себя безотказность, долговечность, ремонтопригодность, сохраняемость. Для каждого объекта характерны все или часть свойств надежности. Безотказность — свойство изделия сохранять работоспособность в течение некоторого времени или некоторой наработки. Долговечность — свойство изделия сохранять работоспособность до предельного состояния с необходимыми перерывами для технического обслуживания и ремонтов. Предельное состояние изделия, оговариваемое в нормативно-технической документации, определяется невозможностью его дальнейшей эксплуатации из-за снижения его эффективности, несоответствия требованиям безопасности, ухудшения экономических показателей и т. д. Ремонтопригодность — приспособленность изделия к предупреждению, обнаружению и устранению отказов и неисправностей при проведении технического обслуживания и ремонта с относительно небольшими затратами. Сохраняемость — свойство изделия сохранять свои эксплуатационные показатели в течение регламентированного срока хранения и транспортирования. Для количественной оценки одного или нескольких свойств надежности изделий (безотказности, долговечности, ремонтопригодности, сохраняемости) как на этапе проектирования, так и в процессе эксплуатации используют ряд показателей. Основной показатель безотказности — вероятность безотказной работы P(t) в пределах данного отрезка времени t или требуемой наработки. Она определяется статистически по формуле (3.4). Для ^восстанавливаемых изделий кроме вероятности безотказной работы P{t) важно знать интенсивность отказов Х= Дя/(Д/я),    (3.21) где Ап — число отказавших изделий к моменту времени At; п — число исправно работающих изделий к моменту времени At. Для восстанавливаемых изделий показателей безотказности служат средняя наработка на отказ Гср и параметр потока отказов (o=l£.    (3.22) Отказ —это событие, заключающееся в нарушении работоспособности изделия. Наработка на отказ определяется как отношение наработки восстанавливаемой машины к ожидаемому числу отказов в течение этой наработки. Единичные показатели долговечности — средний ресурс, или средняя наработка до предельного состояния, и гам-ма-процентный ресурс. Ресурс — наработка изделия от начала его эксплуатации до наступления предельного состояния. Средний ресурс определяют по уравнению (3.5). Гамма-процентный ресурс — это наработка, в течение которой изделие сохраняет работоспособное состояние с заданной вероятностью гамма-процентов. В автотракторном машиностроении принято нормированное значение у = 90 %. Для сельскохозяйственной техники принята регламентированная вероятность у = 80 %. Аналитически гамма-процентный ресурс находят по уравнениям: при законе нормального распределения Т„=Тр-Нк( у)ст, (3.23) где Тр — заданный ресурс; #к(у) — квантиль закона нормального распределения (табл. 3.3); а — среднее квадратическое отклонение; 3.3. Квантили Нк (у) закона нормального распределения Сотые доли Г\1), Z./ / Параметр В
при законе распределения Вейбулла Тт=Н?(\-у)а+с, (3.24)
где ~ квантиль закона распределения Вейбулла (табл. 3.4); а — параметр закона распределения Вейбулла; с —смещение зоны рассеивания ресурса от нулевой точки отсчета.
Надежность проектируемой машины, как правило, оценивают по ожидаемой вероятности безотказной работы, как одной из главных количественных характеристик надежности. Для этой цели изделие представляют в виде структурной схемы (рис. 3.2). Любая механическая система состоит из ряда простых элементов (двигателей, передаточных механизмов, подшипников, муфт и др.), которые могут соединяться между собой для передачи энергии последовательным, параллельным или комбинированным способом. Следовательно, в структурной схеме соединение п элементов может быть последовательным, параллельным и последовательно-параллельным (комбинированным).
-о-
4ZH
При последовательном соединении элементов (рис. 3.2, а) с вероятностью -CZHZH Рис. 3.2. Структурные схемы конструкций: а — с последовательным соединением элементов; б— с параллельным соединением; в —с комбинированным соединением работы каждого элемента Р\,    Рт когда отказ одного элемента выводит из строя всю систему (это характерно для большинства приводов сельскохозяйственных машин), вероятность безотказной работы всей системы P(t)=PxP2...Pn=f\Pi, (3.25) где Pj — вероятность безотказной работы /-го элемента. Если причина выхода изделия из строя связана только с внезапными отказами, подчиняющимися экспоненциальному закону распределения, то согласно формуле (3.16) P(t) = ехр(-Л£0, (3.26) где = —интенсивность отказов всей системы; Л/— интенсивность отказов /-х элементов. Значения интенсивности отказов Л отдельных элементов механических систем приведены в таблице 3.5. При параллельном соединении п элементов (рис. 3.2, б) вероятность безотказной работы изделия (машины, сборочной единицы и др.) определяют по формуле ^(0=1-П[1-Ж0]. (3.27) Например, если в системе водоснабжения фермы предусмотрены два независимых (параллельных) насоса с вероятностью безотказной работы их в течение 1000 ч Р, =0,9, то вероятность безотказной работы всей системы P(t) = 1-(1-Л)(1-Л>) = 1-(1- - 0,9)(1 - 0,9) = 0,99, т. е. резко возрастает. При параллельно-последовательном соединении элементов (рис. 3.2, в) вначале определяют вероятность безотказной работы каждого из блоков с параллельно соединенными элементами, а затем с последовательно соединенными элементами. Проектируя отдельную деталь, следует иметь в виду, что ее тоже можно рассматривать как систему, а место, где возникают повреждения, приводящие к отказам, — как элементы системы. Вероятность безотказности детали определяют по формуле (3.25) как произведение вероятностей безотказности ее элементов, т. е. с увеличением опасных сечений надежность детали снижается. Пример 1. Определить вероятность безотказной работы лебедки в течение 200 ч работы. Распределение вероятности безотказной работы элементов лебедки — экспоненциальное. Общий вид лебедки изображен на рисунке 3.3,    ее структурная схема — на рисунке 3.4,    а. 3.5. Интенсивность отказов X элементов механических передач в течение 105 ч2 для доверительной вероятности Р=0,95 Передачи и их элементы
Значения X средние наименьшие наибольшие Двигатели: асинхронные постоянного тока синхронные шаговые Зубчатые одноступенчатые передачи Червячные редукторы Коробки передач Сложные зубчатые и червячные передачи Дифференциальные механизмы Ременные передачи Валы и оси Муфты: разные упругие фрикционные, предохранительные электромагнитные Рис. 3.3. Схема компоновки грузовой лебедки: 1 — электродвигатель; 2— муфта с тормозным шкивом; 3 — тормоз; 4 — двухступенчатый цилиндрический редуктор; 5 — муфта; 6 — барабан
чз—и—и—□—И—ИЬ Рис. 3.4. Структурные схемы: ОЙ
о —грузовой лебедки (см. рис. 3.3); 6—червячного редуктора с нижним расположением червяка (см. рис. 3.5) По таблице 3.5 принимаем средние значения потока отказов в течение 105ч работы: Х[ =0,86; Х2 = 0,07; Я4 = 0,012 (для одной ступени зубчатого редуктора); Х5 = 0,04. Для тормоза и барабана средние значения потока отказов получены в процессе испытаний: Х3 = 0,45, = 0,035. Вероятность безотказной работы Ръ(() лебедки определим по формуле (3.26). Интенсивность отказов всей системы за 1 ч работы h = I h = (0,86 + 0,07 + 0,45 + 0,012 + + 0,012 + 0,04 + 0,035)-10—5 = = 1,479- 10-5. Вероятность безотказной работы лебедки в течение 200 ч Р£(/) = ехр(— 1,479 • 10-5 • 200) = = ехр(-2,958 • 10-3) = 0,997. Рис. 3.5. Червячный редуктор с нижним расположением червяка: 1 — радиальный шариковый подшипник; 2 — вал — червяк; 3 — сдвоенные радиально-упорные шариковые подшипники; 4— вал червячного колеса; 5, 9— роликовые конические подшипники; 6— зубчатый венец; 7—винт крепления зубчатого венца; 8— ступица червячного колеса; 10— шпоночное соединение 33
Пример 2. Рассчитать вероятность безотказной работы червячного редуктора с нижним расположением червяка (рис. 3.5) при известных значениях P(t) по всем элементам. Структурная схема редуктора изображена на рисунке 3.4, б. Вероятности безотказной работы элементов первого блока: Р\ = 0,999 (вал — червяк); Р2 = 0,9999 (шариковый подшипник); р3 = р4 = 0,9995 (конический подшипник); Р5 = 0,99999 (функциональный рабочий элемент схемы — масло, обеспечивающее постоянное смазывание и охлаждение поверхностей трения). Вероятность выполнения основного назначения редуктора при выходе из строя одного из сдвоенных радиально-упорных подшипников Р0 = 0,5. Фактически элемент с вероятностью Р09 показанный на структурной схеме кружком, выполняет функцию переключателя в возможном эффекте скрытого резервирования. Вероятность одного из оставшихся в работоспособном состоянии подшипника 3 (или 4) Рз-= 0,9995. Вероятности безотказной работы элементов второго блока: Р6= 0,999 (вал червячного колеса); Р7= Р$ = = 0,9995 (конические подшипники); Р9= 0,9999 (ступица червячного колеса); Рю= 0,999 (зубчатый венец); Р]] = 0,9955 (крепление венца); Р12 ~ 0,999 (крепление ступицы). Вероятность безотказной работы червячного редуктора PA0 = PiP2[(i- Р3Р4)* X (1 — Р{)Рц4))]Р$Р()РiP%P<)P\qP\\P 12- Если не учитывать косвенное резервирование (Ро=0), то Ръ = 0,989334. При Р0 = 0,5 получаем Ръ = 0,989829. 3.3. ОСНОВНЫЕ ОТКАЗЫ Во время работы в машине, ее агрегатах, сборочных единицах и деталях возникают внезапные и постепенные отказы. Внезапный отказ — отказ, характеризующийся скачкообразным изменением одного или нескольких параметров. Внезапные отказы наступают из-за усталостного разрушения деталей, поломки их под действием перегрузок или внутренних дефектов. Характерные примеры внезапных отказов — обрыв или соскакивание цепей, аварийная поломка зубьев, валов, обрыв ремней и т. д. Постепенный отказ возникает в результате постепенного изменения одного или нескольких параметров объекта. Такие отказы обусловлены увеличением зазоров, ослаблением посадок вследствие износа. Поломка деталей служит серьезной причиной выхода из строя машины. Как правило, поломки происходят из-за ошибок при проектировании, нарушения технологии изготовления деталей и сборки машины, резкого изменения условий эксплуатации, а также из-за усталостных явлений, приводящих к снижению прочности, изменению формы и координации деталей. Изломы могут быть пластичные и хрупкие. Пластичному    излому предшествует изменение формы и размеров поперечных сечений деталей, возникновение макроскопической остаточной деформации. Такой вид излома характерен для деталей, материалы которых обладают достаточной пластичностью. Хрупкий излом наступает внезапно, ему не предшествует макроскопическая остаточная деформация. Такие разрушения возможны из-за появления трещин после закалки, сварки и др. Кроме того, у многих материалов значительно снижаются пластические свойства при понижении температуры, что делает такие детали хладноломкими и предрасположенными к хрупкому излому. Хрупкие изломы характерны и для деталей, работающих в коррозионных и поверхностно-активных средах. Усталостные поломки наступают вследствие длительного действия повторно-переменных напряжений. Если число циклов переменных напряжений достаточно велико, то усталостные поломки возможны даже при рабочем напряжении, меньшем предела прочности и даже предела текучести. Изнашивание рабочих поверхностей деталей. На снижение работоспособности деталей существенно влияют различные виды изнашивания поверхностных слоев. Интенсивность изнашивания зависит от точности изготовления деталей, действующих нагрузок, температуры, шероховатости и волнистости поверхности. По общеизвестной классификации различают следующие виды изнашивания сопряженных деталей: механическое, молекулярно-механическое и кор-розионно-механическое, в том числе при фретинг-коррозии. Механическое изнашивание материала возникает при трении соприкасающихся поверхностей сопряженных деталей и зависит от вида трения. Различают следующие виды механического изнашивания: абразивное — результат режущего или царапающего действия твердых тел или частиц; гидроабразивное — результат воздействия твердых тел или частиц, увлекаемых потоком жидкости; газоабразивное — результат воздействия твердых частиц, увлекаемых потоком газа; эрозионное — результат воздействия на соприкасающуюся поверхность потока жидкости или газа; усталостное — результат повторного деформирования микрообъемов материала, приводящего к возникновению трещин и отделению частиц от поверхности трения; кавитационное — результат воздействия на поверхность твердого тела при движении его в жидкости в условиях нарушения сплошности течения жидкости и образования кавитационных пузырей. Из всех видов механического изнашивания абразивное — наиболее распространенный вид изнашивания деталей машин и оборудования, эксплуатируемых в сельскохозяйственном производстве при повышенной запыленности воздуха и непосредственном контакте многих деталей с абразивом. Достаточно отметить, что около 80 % деталей сельскохозяйственной техники выбраковывают по причине предельного износа. Накопление пыли в смазочном материале до 0,25 % по массе приводит к снижению ресурса подшипников до 1000 ч при нормативной долговечности в 10 раз большей. Механизм абразивного изнашивания конструкционных сталей может быть представлен как царапание поверхности множеством твердых зерен, из которых большинство оставляет пластически выдавленный след, а меньшая часть зерен снимает стружку. 3*
35
Степень агрессивности абразивных частиц по отношению к изнашиваемым поверхностям оценивают по коэффициенту твердости КТ = Н/Н„    (3.28) где Н— микротвердость материала детали; #а — микротвердость абразива. Профессором М. М. Тененбаумом установлено критическое значение коэффициента твердости К1Щ) = 0,5...0,7. При А^т<0,5 происходит интенсивное абразивное изнашивание, при Кт > 0,7 сопротивление материала абразивному изнашиванию резко возрастает. Наряду с абразивным изнашиванием в парах трения механических приводов сельскохозяйственных машин и оборудования широко распространено усталостное изнашивание. Каждый элемент в зоне трения испытывает знакопеременное напряжение. Многократные его повторения приводят к накоплению повреждений под поверхностью металла, перерастающих в трещины. Трещины заполняются смазочным материалом. Если трещины ориентированы так, что в зону контактных давлений направлен поверхностный конец трещины, то масло из трещины выдавливается и ее увеличения не происходит. Если к зоне наибольших давлений подходит открытый конец трещины, то сопряженной поверхностью края открытой трещины смыкаются, давление в слое масла, находящегося внутри нее, резко увеличивается и возникает эффект расклинивания трещины. При многократном таком воздействии происходит отрыв частиц и на рабочей поверхности образуются раковины. Усталостное изнашивание характерно для пар трения, защищенных от попадания абразивных частиц, не подверженных коррозии и схватыванию, например для закрытых зубчатых передач, подшипников качения и др. Это изнашивание часто называют осповидным износом, или питтингом. Молекулярно-механическое изнашивание, или изнашивание при заедании, возникает в результате схватывания, глубинного вырывания материала, крошения и переноса его с одной поверхности трения на другую, а также под действием возникающих неровностей на сопряженную поверхность. Изнашивание при заедании наблюдается в подшипниках скольжения, открытых зубчатых передачах, зацеплении цепей со звездочками и др. Коррозионно-механическое изнашивание возникает при трении материала, вступившего в химическое взаимодействие со средой, и при наличии на поверхности трения защитных пленок, образовавшихся в результате взаимодействия материала с кислородом. Одной из разновидностей коррозионно-механического изнашивания является окислительное изнашивание, наблюдаемое в парах трения машин, работающих при высоких температурах (вкладыши подшипников двигателей внутреннего сгорания) или в коррозионных средах (машины и оборудование животноводческих ферм и др.). При таком изнашивании материал трущихся поверхностей взаимодействует с химически активной средой, вызывающей образование оксидной пленки. Этот процесс идет интенсивно при остановке машины. При пуске машины оксидная пленка удаляется, а при остановке поверхность вновь активно реагирует с агрессивной средой и она снова покрывается пленкой. Особенно опасна коррозия для деталей, работающих при циклических и ударных нагрузках (пружины, оси, валы и др.). Срок службы таких деталей из-за усталостных разрушений сокращается на 40...60% (в зависимости от глубины коррозионных питтингов, которые служат концентраторами напряжений). Другая разновидность коррозионномеханического изнашивания — фре-тинг-коррозия возникает при трении скольжения с малыми колебательными перемещениями. Такое изнашивание может возникать как при сухом трении, так и в условиях смазывания. Оно связано с периодическими разрушениями оксидных пленок без их последующего удаления из зоны трения. При этом сами оксиды способствуют увеличению износа. Характерный признак фретинг-коррозии — возникновение кратеров с выкрошенным металлом на сопряженных поверхностях. Поврежденные зоны поверхности становятся значительными концентраторами напряжений, вследствие чего пределы выносливости деталей существенно снижаются. Такой вид изнашивания наблюдается в шлицевых и шпоночных соединениях, гнездах подшипников качения и др. Профессором Д. Н. Горкуновым установлена еще одна разновидность изнашивания — водородное. Его основная суть сводится к тому, что в зоне трения выделяется водород, который при высокой температуре диффундирует в поверхностный слой детали, вызывая множество трещин по всей зоне трения и способствуя увеличению хрупкости поверхности материала до образования мелкопористого порошка. Водород выделяется из материалов пары трения, смазочной среды и особенно воды. Такой вид изнашивания наблюдается у дисков фрикционных муфт, подшипников качения (при попадании воды в подшипниковый узел). При проектировании машины конструктор должен установить главный ведущий вид изнашивания для каждой детали, сборочной единицы в отдельности и предусмотреть меры по его уменьшению. 3.4. ОСНОВНЫЕ КРИТЕРИИ РАБОТОСПОСОБНОСТИ К основным критериям работоспособности, обеспечивающим необходимую надежность механических приводов машин и оборудования, эксплуатируемого в сельскохозяйственном производстве, относятся прочность, жесткость, износостойкость, а для некоторых деталей машин теплостойкость и виброустойчивость. Прочность — это способность детали противостоять разрушению или возникновению пластических деформаций в течение требуемого срока службы. В инженерной практике, чтобы оценить прочность конструкции, сравнивают рабочие напряжения, возникающие в деталях машин под действием нагрузок, с допустимыми по условию а < [а] или т < [т], (3.29) где о, т — расчетные соответственно нормальное и касательное напряжения в опасной точке детали; [ст], [т] — допустимые напряжения. При одновременном действии напряжений изгиба (или растяжения) ст и кручения х расчет ведут по эквивалентному напряжению: ст£<[ст],    (3.30) где а/.■ ~\]а2+(3...4)т2 —эквивалентное напряже-ние. У деталей, перекатывающихся одна относительно другой в зоне контакта под действием нагрузок, возникают местные напряжения и деформации. Разрушение этих деталей вызывают контактные напряжения, и поэтому расчет ведут по условию контактной прочности (формула Герца): а<[ая];    (3.31) [~д Дпр g -    --(3.32) ]/ Рпр 2тс(1—v )    7 где [ан] — допустимое контактное напряжение; а//— расчетное контактное напряжение; q — нагрузка на единицу длины контакта; рпр — приведенный радиус кривизны контактируемых поверхностей; £пР — приведенный модуль упругости материалов контактируемых деталей; v — коэффициент Пуассона. Формула (3.32) получена для двух круговых цилиндров бесконечно большой длины, материалы которых имеют коэффициент Пуассона v = 0,3. Следует отметить, что метод оценки прочности по допустимым напряжениям в опасной точке не дает представления о степени надежности деталей, не отражает характера предполагаемого разрушения, режима нагружения и других факторов, влияющих на надежность. Кроме того, использование [а] в качестве нормативной характеристики затруднено при действии переменных напряжений, так как допустимое напряжение зависит от геометрии детали (концентрации напряжений), ее материала и технологии изготовления. Расчет по допустимым напряжениям широко используют при проектировании для предварительной оценки размеров опасных сечений. Детали машин рассчитывают по коэффициенту запаса прочности. Такой расчет наиболее точен, так как позволяет учесть ряд факторов, влияющих на прочность, а именно концентрацию напряжений, размеры деталей, способ упрочнения и др. В этом случае вместо условия прочности (3.29) используют тождественные ему условия: s=^>[s], (3.33) О    т где s — расчетный коэффициент запаса прочности; о, т — расчетные соответственно нормальное и касательное напряжения в опасной точке детали; [s] — допустимый коэффициент запаса прочности (табл. 3.6). При действии статических нагрузок коэффициент запаса прочности — СТВ/^max ~ 1 ?5...2. В случае действия переменных напряжений на прочность будут влиять концентрация напряжений, масштабный эффект и другие факторы, с целью учета которых определяют максимальные напряжения ^max — ^а(3.34) T'max — ^a^tg ^тУь (3.35) где аа, ат, та, хт — амплитудные и средние соответственно нормальные и касательные напряжения цикла; kag, — приведенные эффективные коэффициенты концентрации соответственно нормальных и касательных напряжений в детали: ka„ = kjkad+ 1/(3- 1; ^ = +1/(3-1; ка, кх — эффективные коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений; kad — коэффициент, учитывающий диаметр заготовки детали; (3 — коэффициент, учитывающий состояние поверхности (технологию изготовления); \j/CT, ^ — коэффициенты, характеризующие влияние асимметрии цикла. При одновременном действии касательных и нормальных напряжений фы <з'зб) Обычно принимают [s] > 1,5. Если изделие работает с неустано-вившимися нагрузками, его работоспо- Допустимый коэффициент запаса прочности [5] при расчете [а] Материал
по временному сопротивлению а
по пределу выносливости а
по пределу текучести аг
-[
Пластичные стали (углеродистые и легированные при высокой температуре отпуска) Высокопрочные стали с пониженными пластическими свойствами (низкой температурой отпуска) и высокопрочные чугуны Стальное литье Чугуны (серые и модифицированные) Цветные сплавы (медные, алюминиевые, магниевые) кованые и прокатные Цветные сплавы литые Особо хрупкие материалы (пористое хрупкое литье, металлокерамика) Пластмассы Примечания: 1. Меньшие значения [s] используют в расчетах при достаточно точных параметрах нагружения. 2. Для ответственных деталей, выход из строя которых связан с серьезными авариями, табличные значения следует увеличить на 30...50 %. собность оценивают по эквивалентному запасу прочности, используя эквивалентные режимы. Рассмотренные условия прочности по допустимым напряжениям и коэффициенту запаса прочности взаимосвязаны следующим выражением: [°] = СТразрЛ-    (3.37) Здесь s имеет стабильное значение, а аразр отражает технологию изготовления, режим нагружения и другие факторы. Наибольший эффект при проектировании получают при использовании двух методов прочностной оценки. В этом случае расчет и проектирование ведут в три этапа. На первом этапе в результате расчета по допустимым напряжениям получают размеры наиболее нагруженных сечений проектируемой детали, на втором этапе прорабатывают конструкцию детали, на третьем этапе оценивают прочность детали по коэффициенту запаса прочности. Жесткость — это способность деталей сопротивляться изменению их формы под действием нагрузок. Для многих деталей (например, длинные оси, валы, опоры подшипников, пружины и т. д.) расчет на жесткость является определяющим. Значение критерия жесткости непрерывно растет, так как материалы совершенствуют в основном в направлении повышения прочностных свойств при неизменном или изменяющимся в небольших пределах модуле упругости. Чтобы оценить жесткость деталей машин, сравнивают наибольшее значение линейного/или углового ср перемещения или угла поворота 0 с их допустимым значением по условию: для линейного перемещения /шах - [/];    (3.38) углового перемещения Фшах — [ф] з    (3.39) угла поворота Qmax-lQl-    (3.40) Износостойкость представляет собой сопротивляемость детали изнашиванию. Износ служит основной причиной выхода из строя большинства деталей машин, эксплуатируемых в сельскохозяйственном производстве. Износ ограничивает долговечность деталей из-за потери точности (приборы), снижения КПД и прочности [вследствие уменьшения сечений, неравномерного износа опоры, увеличения динамических нагрузок (зубья зубчатых и червячных колес)], возрастания шума в быстроходных передачах и полного истирания рабочих поверхностей (лемехи). Расчет на износостойкость проводят обычно косвенными методами, сводящимися к определению размеров изнашиваемых поверхностей, обеспечивающих рабочее удельное давление ниже допустимого. Расчету на износостойкость подвергают и подшипники скольжения, работающие при гидродинамическом режиме в условиях жидкостного трения. Теплостойкость — это свойство конструкции сохранять работоспособность в заданном температурном режиме. Необходимость оценки теплостойкости машины (сборочной единицы) возникает при изменении температуры среды или значительных потерях мощности, обусловленных трением и сопровождаемых интенсивным тепловыделением. Повышение температуры нагрева выше допустимой может привести к нарушению условий смазывания, изменению механических свойств материалов и деформациям деталей. От теплового режима существенно зависит работоспособность червячных и фрикционных передач, предохранительных муфт, тормозных устройств и др. Обычно тепловые расчеты сводят к составлению уравнения теплового баланса, которое показывает соответствие между количеством выделяемой Q\ и отводимой Q2 теплоты в процессе работы машины. Уравнение теплового баланса имеет вид Q\ = Qi, или Р{ \ - л) = KS(t{ -12), где Qi = Р( \ - r|); С?2 = KS(t\ - /2); Р — потребляемая мощность, Вт; г| — КПД механизма; К — коэффициент теплопередачи, Вт/(м2-К); S— площадь охлаждаемой поверхности, м2; t\ — температура смазочного материала; t2 — температура охлаждающей среды. Выполнения условия (3.41) достигают увеличением охлаждающей поверхности корпуса машины (оребрением), принудительным охлаждением сильно нагревающихся поверхностей и другими приемами. Тепловой режим необходимо учитывать во время проектирования и при выборе материалов и размеров конструкций, смазочного материала. Виброустойчивость — это способность конструкции работать в рабочем режиме без недопустимых колебаний. Повышение рабочих скоростей машин часто способствует возникновению вибраций. Вибрационные нагрузки, в свою очередь, могут вызвать усталостное разрушение детали. Если частота собственных колебаний машины или ее деталей совпадает с частотой изменения внешних периодических сил, их вызвавших, неизменно наступает резонанс, приводящий к разрушению детали или машины. Колебания деталей зубчатых передач и их элементов вызывают шум. С целью предотвращения колебаний изменяют динамические свойства системы — моменты инерции масс и податливость соединений. Если таким способом невозможно добиться положительных результатов, в систему включают специальные устройства — виброгасители или антивибраторы. Подробно расчеты на колебания рассмотрены в курсе теории колебаний. 3.5. ТРИБОТЕХНИЧЕСКИЕ ОСНОВЫ ОБЕСПЕЧЕНИЯ НАДЕЖНОСТИ МАШИН Триботехника — наука, исследующая в комплексе процессы трения, изнашивания и смазывания. Эта наука в последнее десятилетие бурно развивается во всех промышленно развитых странах. Достаточно отметить, что поддержание работоспособного технического состояния машинно-тракторного парка существенно превышает стоимость его изготовления. Например, стоимость технического обслуживания автомобилей и тракторов превышает стоимость их изготовления до шести раз, а станков — до восьми раз. Обеспечение триботехнической надежности деталей и сборочных единиц машин должно быть комплексным с использованием конструктивных, технологических и эксплуатационных методов повышения их износостойкости. Конструктивные методы повышения износостойкости: • оптимальный выбор материала. Высокой надежностью обладают пары хром — резина (при смазывании минеральным маслом и водой), хром — бронза (при пластичных смазочных материалах), твердый материал в паре с другим твердым материалом. Однако применение таких пар ограничено скоростями скольжения. Пористые спеченные материалы и антифрикционные сплавы следует применять в труднодоступных для смазывания узлах трения. Мягкие материалы в сочетании с другими материалами (например, трение незакаленной стали по незакаленной стали, медного сплава по алюминиевому сплаву, никеля по никелю и др.) имеют низкую износостойкость и ненадежны в работе; •    снижение концентрации нагрузки в узлах трения (например, за счет уменьшения перекосов валов и увеличения благодаря этому размеров пятен касания зубьев); •    снижение нагрузки (например, применением нескольких дисков вместо двух в предохранительных муфтах, муфтах сцепления); •    использование при конструировании обратных пар в подшипниках скольжения (рис. 3.6, а), когда втулки из антифрикционного материала устанавливают на шейки вала, а закаленные стальные втулки — в корпус; •    изготовление составных деталей — основной неизнашивающейся части и небольшой сменной изнашивающейся (сменные венцы зубчатых колес и звездочек 7, рис. 3.6, б); •    оптимизация формы изнашивающейся поверхности с приближением ее к форме естественного износа (например, профиль зубьев 2 передач с зацеплением М. JI. Новикова, рис. 3.6, в); •    самокомпенсация износа (например, за счет прижатия пружиной 3 монтажного уплотнения 4 к изнашивающейся поверхности вала, рис. 3.6., г); •    увеличение запаса на износ (например, толщины стенки проушины 5 в направлении износа, рис. 3.6, д); •    обеспечение благоприятных условий трения (замена трения скольжения трением качения, обеспечение жидкостного трения вместо граничного или граничного вместо сухого, защита сопряжения от внешней среды, уменьшение перекосов с целью обеспечения трения качения вместо качения с проскальзыванием, обеспечение достаточного смазывания и эффективной защиты от абразивного загрязнения узлов трения типа зубчатых и червячных передач, подшипников качения и скольжения, применение специальной смазки для открытых и полузакрытых узлов трения типа шарниров приводных цепей и их зацеплений). Технологические методы повышения триботехнической надежности машин: •    снижение шероховатости поверхностей; •    применение покрытий, предохраняющих поверхности от схватывания и фретинг-коррозии. Применение различных методов чистовой обработки поверхностей особенно эффективно для снижения усталостного изнашивания в зубчатых передачах, подшипниках качения и др. Предотвратить схватывание поверхностей можно фосфатированием в комбинации с покрытием молибденом, сульфидированием (насыщением серой), сульфоцианированием (насыщением азотом, углеродом и серой). Покрытия такого типа не только повышают сопротивление схватыванию, но и снижают коэффициент трения. При микроперемещениях в условиях фретинг-коррозии с целью ее предотвращения на поверхность наносят элект- #

Рис. 3.6. Методы снижения влияния износа
б
Сталь шт "
а
Бронза'
а — использование обратных пар в подшипниках скольжения; б — изготовление составных деталей; в — оптимизация формы изнашивающейся поверхности; г — самокомпенсация износа; д —увеличение запаса на износ; 1 — зубчатый венец звездочки; 2— зуб; 3 — пружина; 4 — уплотнение; 5 — проушина ролитические покрытия медью или оловом, которые, наоборот, повышают коэффициент трения. Упрочнение поверхностных слоев деталей технологическими методами (табл. 3.7) эффективно при трении всех видов, встречающихся в механизмах машин и оборудования сельскохозяйственного назначения. Закалка при абразивном изнашивании повышает износостойкость примерно в два раза, но ее эффективность выше при других видах изнашивания, особенно при заедании. 3.7. Некоторые методы упрочнения деталей машин и их показатели14 Технологические возможности
Способ
HRC, НУ, МПа
5у, мм
ст0, МПа
Назначение и эффективность процессов и способов
Объемная закалка HRC 40...55 HRC 40...70
0,2...10
Поверхностная закалка с нагревом ТВЧ и газовым пламенем Термическая обработка Нет измене- Нет ограни-ний    чений Повышение прочности углеродистых сталей в 1,5...2 раза, легированных—в 2...3 раза. Упрочнение отливок, поковок, штамповок, механически обработанных деталей, проката, сварных элементов и т. д. Повышение усталостной прочности на 4... 100 % и износостойкости в 2 раза и более. Упрочнение поверхностей зубьев зубчатых колес, звездочек и муфт, шлицев, тормозных шкивов, осей, деталей, шарниров тяговых цепей и других деталей ПТМ из средне-, высокоуглеродистых и цементуемых сталей Термохимическая обработка HRC60...65 400... 1000 Цементация
ЯК 9000... 11000 400... 1000 HRC 60...75 400... 1000 Азотирование Нитроцементация (газовое цианирование)
Алитирование Хромирование (вы- НУ 16000...20000 сокотемпературное термодиффузионное) Силицирование Сульфидирование Нет изменений 0,5...2 Повышение пределов выносливости при изгибе до 3 раз, а износостойкости в 1,5...2 раза по сравнению с закалкой ТВЧ 0,5...0,6 То же, и повышение коррозионноусталостной прочности 0,05...2,5 То же, что и при цементации, но достигаемый эффект более значителен — усталостная прочность шестерен выше в 2...3 раза, а износостойкость—в 1,5... 1,9 раза 0,5 Повышение долговечности деталей из сталей обыкновенного качества, работающих при повышенной температуре, до уровня долговечности деталей из дорогих жаростойких сталей 0,02...0,3 Повышение ударной и коррозионно-усталостной прочности. Износостойкость в 3...4 раза выше, чем при цементации, и в 1,5...2,8 раза по сравнению с нитроцементацией 0,02...0,03 Повышение коррозионной стойкости и износостойкости при хорошей пластичности 0,05... 1 Повышение сопротивления схватыванию как при сухом трении, так и при наличии смазочного материала (шестерни, втулки, гайки, плунжеры, клапаны и др.) Способ Технологические возможности Назначение и эффективность процессов HRC, HV, МПа а0, МПа и способов Пластическое деформирование Дробеструйная обработка Увеличение на 20...40% Упрочнение деталей сложной формы. Повышение усталостной долговечности рессор в 2...7 раз, пружин в 3...10 раз, осей в 3...5 раз, зубчатых колес (после закалки ТВЧ) в 8...12 раз Центробежно-шариковый наклеп То же на 15...60 % 400...800 Упрочнение наружных и внутренних цилиндрических поверхностей (коленчатые и тормозные валы, гильзы цилиндров, поршневые кольца, вкладыши подшипников и Обкатка роликами » на 20...50 % Упрочнение цилиндрических и винтовых поверхностей. Повышение усталостной долговечности штоков в 3...4 раза, болтов и шпилек (обкатка резьбы) в 2 раза Чеканка » на 20...50 % Упрочнение деталей сложной формы и крупногабаритных. Повыше- ние усталостной прочности крупномодульных зубчатых колес (впадины), крупных валов (галтели), сварных металлоконструкций (швы и околошовные зоны) Термомеханическая обработка Высокотемпературная    —    — Все сечение Упрочнение проката, поковок, ТМО (ВТМО)    штамповок, изделий, полученных волочением и выдавливанием (экструзией) Низкотемпературная    —    —    То же Повышение пределов прочности ТМО (НТМО)    легированных сталей в 5...6 раз (до 3100 МПа) при увеличении пластических свойств стали (относительное удлинение до 12%, относительное сужение до 45 %) Условные обозначения: HRC, HV — твердость поверхности; а0 — остаточные напряжения сжатия в поверхностном слое; ау —толщина упрочненного слоя; ТВЧ —токи высокой частоты; ПТМ — подъемно-транспортирующие машины; ТМО — термомеханическая обработка. HV> 14000 МПа и повышает износостойкость при абразивном изнашивании по сравнению с цементацией в 3...4 раза. При усталостном изнашивании и заедании повышение износостойкости достигается применением легированных сталей и термической обработки, обеспечивающей получение высоких механических свойств не только в тонком поверхностном слое, но и на достаточной глубине под ним. Е. А. Технологические способы повышения долго-
Для повышения твердости поверхностей деталей начали применять высокоэнергетические методы обработки (лазерную, плазменную и др.), а также нанесение износостойких и антифрикционных покрытий ионными методами (в тлеющем разряде, катодным распылением и т. п.). К эксплуатационным методам повышения триботехнической надежности прежде всего следует отнести: обкатку машин; своевременную замену смазочных материалов и изнашивающихся элементов (вкладышей, вставок и др.); разработку и внедрение безразборных способов диагностирования состояния поверхностей трения. Контрольные вопросы и задания 1. Перечислите основные характеристики случайных величин. 2. Какие законы распределения случайных величин применяют для оценки надежности сельскохозяйственной техники? 3. Как определяют коэффициент вариации? 4. Перечислите основные показатели надежности и поясните их физический смысл. 5. Что такое гамма-процентный ресурс и как его определяют? 6. Каким может быть структурное соединение элементов в механической системе? 7. Как определяют вероятность безотказной работы системы при последовательном, параллельном и комбинированном соединениях элементов? 8. Перечислите основные отказы машин. 9. Назовите основные критерии работоспособности механических приводов. Как их определяют? 10. Напишите уравнение теплового баланса для червячного редуктора. 11. Перечислите конструктивные факторы повышения триботехнической надежности деталей и сборочных единиц машин. 12. Перечислите технологические методы повышения триботехнической надежности машин. Глава 4 КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТЫ ПРИВОДА 4.1. ОБЩИЕ РЕКОМЕНДАЦИИ ПО ПРОЕКТИРОВАНИЮ ПРИВОДА И РАЗРАБОТКЕ КИНЕМАТИЧЕСКОЙ CXEMJjl Привод — это устройство, состоящее из источника энергии (двигателя) и передаточного механизма (передачи), которое служит для приведения в действие исполнительного механизма (рабочего органа). Приводы сельскохозяйственных машин характеризуются большим разнообразием конструкций и различаются по назначению, видам двигателей и передач. При проектировании привода необходимо руководствоваться эксплуатационными, технологическими и экономическими требованиями. Сначала, как правило, выбирают и обосновывают кинематическую схему привода в зависимости от его назначения, условий работы и других факторов. Кинематическую схему целесообразно разрабатывать в такой последовательности: составить расчетную схему, включающую в себя основные элементы привода; выбрать двигатель; определить общее передаточное число; выбрать передачи и распределить между ними общее передаточное число. Если кинематическая схема привода определена в ходе компоновки машины, то ее дальнейшая разработка сводится к выбору двигателя, определению общего передаточного числа и разбивке его по ступеням. 4.2. ОСНОВНЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ АСИНХРОННЫХ ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЕЙ ТРЕХФАЗНОГО ТОКА В сельскохозяйственном производстве в качестве источника энергии преимущественно используют электродвигатели и двигатели внутреннего сгорания. В стационарных машинах чаще всего применяют электродвигатели, так как электрический привод по сравнению с другими обладает следующими преимуществами: простота в эксплуатации (легкость включения, выключения и реверсирования); широкий диапазон мощностей (от 0,01 Вт до 75 МВт); высокая надежность; высокий коэффициент полезного действия; большая перегрузочная способность по моменту; широкий диапазон частоты вращения вала двигателя; работа без загрязнения окружающей среды. Условия эксплуатации машин в сельскохозяйственном производстве очень разнообразны. Они могут характеризоваться повышенной влажностью, наличием агрессивной среды (аммиака, диоксида углерода, сероводорода), пыли органического и минерального происхождения, различными режимами нагрузки и продолжительностью работы. В этих условиях наиболее широко применяют трехфазные асинхронные двигатели с короткозамкнутым ротором серии 4А и АИ. Их преимущества по сравнению с двигателями других типов — простота конструкции и обслуживания, высокая эксплуатационная надежность и сравнительно низкая стоимость. Промышленность выпускает асинхронные электродвигатели серии 4А мощностью 0,12...400 кВт. Кроме основного исполнения существуют модификации этих двигателей, различающиеся по конструкции, условиям окружающей среды и специализации. Электродвигатели сельскохозяйственного назначения (как основную модель, так и модификации) выпускают с повышенным пусковым моментом, повышенным скольжением, со встроенной температурной защитой и многоскоростными. По степени защиты двигатели изготовляют двух исполнений: закрытые обдуваемые и защищенные. Первые надежнее и удобнее в эксплуатации. Двигатели серии АИ (АИР, АИС) — это перспективные унифицированные асинхронные электродвигатели, оснащенные изоляцией класса F. Технические характеристики их аналогичны характеристикам двигателей серии 4А. Структуру условного обозначения электродвигателей серий 4А, АИР, АИС можно представить следующим образом: ш а 0 н [ц 0 и шиш ш, где 7 — серия двигателя — 4А, АИР, АИС: 4 — номер серии, А — вид двигателя (асинхронный), И —серия, унифицированная среди стран — членов Интерэлектро, Р — увязка мощности с установочным размером по PC 3031 — 71 или СТ СЭВ 4447—83, С —увязка мощности с установочным размером по рекомендациям CENELEK (Европейский комитет по координации электротехнических стандартов); 2— исполнение двигателя по степени защиты от окружающей среды: Н — защищенное, отсутствие буквы — закрытое обдуваемое; 3    — исполнение двигателя по материалу станины и щитов: А — станина и щиты из алюминия, Ч — станина и щиты из чугуна и алюминия в любом их сочетании, отсутствие буквы — станина и щиты из чугуна или стали; 4    — модификация двигателя: Р — с повышенным пусковым моментом, С — с повышенным скольжением, К — с фазным ротором, В — встраиваемые, Э — экскаваторные, У — однофазные с пусковым конденсатором, Т — то же, с пусковым резистором, УТ — то же, с пусковым и рабочим конденсатором, П — продуваемые; 5 — расстояние от оси вала до опорной поверхности лап по ГОСТ 13257—73: 50, 56, 63, 71, 80, 90, 100, 112, 132, 160, 180, 200, 225, 250, 280, 315, 355 мм; 6—    установочный размер по длине станины: S — короткая станина, М — средняя станина, L — длинная станина; 7—    длина сердечника статора: А — короткий сердечник, В — длинный сердечник; 8—    число полюсов по ГОСТ 10863—73: 2,4, 6, 8,10,12, 4/2, 6/2, 8/6, 12/6, 8/6/4, 12/8/6/4; 9 — специальное исполнение электродвигателя: Н — малошумный, X — хи-мостойкий, РЗ — мотор-редуктор, С — сельскохозяйственный, ТЭ — для элект-роталей, В — со встроенными терморезисторами, М — влагоморозостойкий; 10— климатическое исполнение по ГОСТ 15150—69: У —для умеренного климата, XJI — для холодного климата, Т — для тропического климата, О — общеклиматическое, М — морское; /7 —категория размещения: 1, 2, 3, 4, 5. Примеры условного обозначения некоторых электродвигателей: 4А100L4Y3 — трехфазный асинхронный двигатель с короткозамкнутым ротором единой серии 4, закрытого обдуваемого исполнения; расстояние от оси вала до опорной поверхности лап двигателя 100 мм, установочный размер по длине станины L (длинная станина), число полюсов 4, область применения — зоны с умеренным климатом (буквы УЗ); AHP100S4 — трехфазный асинхронный обдуваемый электродвигатель с короткозамкнутым ротором, унифицированной серии, закрытого обдуваемого исполнения; увязка мощности с установочным размером по PC 3031—71; расстояние от оси вала до опорной поверхности лап 100 мм; установочный размер по длине станины S (короткая станина), число полюсов 4. Способ монтажа всех двигателей серий 4А и АИ обозначают соответствующей маркировкой, указывая в скобках маркировку двигателей при наличии двух выходных концов вала: IM1081 (IM1082) — на лапах с двумя подшипниковыми щитами; IM2081 (1М2082) — на лапах с фланцем на подшипниковом щите со стороны свободного конца вала; IM3081 (IM3082) —без лап с фланцем на подшипниковом щите со стороны свободного конца вала. Электродвигатели характеризуются номинальной мощностью Р (Вт), при которой они могут работать длительное время, не нагреваясь свыше допускаемой температуры, и номинальной частотой вращения ротора п (мин-1). (4-3)
Основные технические данные двигателей серий 4А и АИР, их размеры (присоединительные, установочные, габаритные) и масса указаны в приложениях 1, 2, 3. Типы и элементы передач
4.3. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ ДЛЯ ПРИВОДА СЕЛЬСКОХОЗЯЙСТВЕННЫХ МАШИН открытых
0,94
Наряду с условиями эксплуатации (характер нагрузки, температура и влажность окружающей среды и др.) для выбора электродвигателя следует знать требуемую (расчетную) мощность Р' (Вт) и частоту вращения вала п (мин-1). Тип двигателя выбирают с учетом назначения механизма, для которого проектируют привод, значения потребляемой мощности, режима и условий работы привода, габаритных размеров и массы. 0,7 0,75 0,8...0,9 0,95...0,97
0,9
0,9...0,95
0,7...0,85 0,94...0,97
0,99
В курсовых проектах по деталям машин в основном разрабатывают приводы к машинам непрерывного действия, для которых характерна постоянная или незначительно изменяющаяся нагрузка. Выбранный для такого привода электродвигатель не надо проверять на нагрев, поскольку в данном режиме он может работать длительное время, не нагреваясь. Исходными данными, необходимыми для расчета привода, а следовательно, и подбора двигателя чаще всего служат номинальный вращающий момент Ти (Н • м) на приводном валу машины и частота вращения пи (мин-1) или угловая скорость ооп(рад/с) этого вала. 0,98
Требуемую (расчетную) мощность электродвигателя, Вт, определяют по формуле ^-7>пА1о-    (4.1) Угловая скорость приводного вала соп = 7ШП/30.    (4.2) Коэффициент полезного действия (КПД) всего привода равен произведению КПД последовательно включенных передач 2Цзл и т- Д-> подшипников их валов Т1п и муфт т]м (табл. 4.1), т. е. Ло = Л1.2Л3.4-Л/-1.ЛптЛм, где m — число пар подшипников. 4.1. КПД передач, подшипников и муфт Средние значения г\ элементов передач расположенных в масляной ванне 0,96...0,98 Зубчатая передача Червячная передача с цилиндрическим червяком при числе витков червяка: Цепная передача (роликовая или с зубчатой цепью) Фрикционная передача Ременная передача (плоско- или клиноременная) Подшипники качения (одна пара) Соединительные муфты (компенсирующие, упругие, комбинированные) Номинальная мощность выбираемого двигателя должна удовлетворять условию Р> Р\ Однако в связи с тем что нагрузка в действительности колеблется, требуемая мощность может превышать номинальную на 5 %. Разные двигатели могут иметь одинаковую номинальную мощность при различных частотах вращения. Промышленность выпускает двигатели преимущественно с числом полюсов 2, 4, 6, 8, чему соответствуют синхронные частоты вращения (пс) 3000, 1500, 1000, 750 мин-1. Чем больше число пар полюсов, тем меньше частота вращения вала двигателя и больше его размеры, масса и стоимость. В то же время применение высокооборотных двигателей приводит к увеличению передаточного числа, а следовательно, и стоимости передачи. Поэтому следует рассматривать несколько вариантов и выбрать оптимальный, соответствующий конкретным условиям. При проектировании привода сельскохозяйственных машин рекомендуется ориентироваться на двигатели с синхронной частотой вращения вала ротора 1500 мин-1. Электродвигатели с частотой вращения вала ротора 1000 и 750 мин-1 следует применять при непосредственном соединении с приводными механизмами или когда выбор электродвигателя с частотой 1500 мин-1 не оправдан по конструктивным соображениям. При частоте вращения приводного вала рабочей машины 750 мин-1 экономически целесообразно применять высокооборотные двигатели с редуктором или мотор-редукторы. При кинематическом расчете привода надо использовать асинхронную частоту вращения вала ротора, которая на 2...8 % меньше синхронной. Различие между синхронной и асинхронной частотами вращения вала ротора вызвано наличием скольжения, которое зависит от загрузки двигателя. Значения асинхронной частоты вращения ротора даны в приложении 1. 4.4. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОБЩЕГО ПЕРЕДАТОЧНОГО ЧИСЛА ПРИВОДА. ВЫБОР ТИПА ПЕРЕДАЧ Передаточное число является одной из основных характеристик передачи. Оно существенно влияет на выбор ее типа и число ступеней. Общее передаточное число привода иО = П/Пп,    (4.4) где п — асинхронная частота вращения электродвигателя (по каталогу), мин-1; пп — частота вращения приводного вала машины, мин-1. При большом общем передаточном числе привода его целесообразно реализовывать посредством нескольких передач. При этом общее передаточное число равно произведению передаточных чисел последовательно включенных передач (ступеней): «о = «1.2«3.4-1.;- (4.5) В приводах сельскохозяйственного назначения широко используют различные ременные, цепные, зубчатые и червячные передачи. Передачи выбирают в зависимости от предъявляемых к ним требований, передаточного числа, передаваемой мощности и предполагаемого относительного расположения сборочных единиц (схемы компоновки). При выборе типа передачи необходимо учитывать ее кинематические параметры, КПД, габаритные размеры, массу, требования к технологии изготовления, экономические показатели. При выборе типа передач для привода следует иметь в виду, что передачи с гибкой связью (ременные и цепные) нецелесообразно применять, если меж-осевое расстояние не определяется условиями компоновки. Габаритные размеры передач с гибкой связью больше, чем у зубчатых, а передаточное число не превышает 4. Кроме варианта с большим межосевым расстоянием применение ременных передач целесообразно в тех случаях, когда нельзя обеспечить точное взаимное расположение ведущего и ведомого валов. Замена зубчатых передач цепными эффективна, если от одного ведущего вала надо привести в движение несколько параллельно расположенных валов, находящихся на значительных расстояниях, что имеет место во многих сельскохозяйственных машинах. По сравнению с зубчатыми передачами у червячных отмечены следующие недостатки: низкий КПД, более высокая стоимость, значительные эксплуатационные расходы. Потери на трение в червячных и глобоидных передачах в 3...4 раза превышают потери в заменяющих их двухступенчатых зубчатых передачах. Поэтому червячные передачи применяют, когда это необходимо по условиям компоновки, при повышен- (4.6)
при
w2
18
28
11,2
14
22,4
Продолжение
71
35.5
45
56
80
4.2. Рекомендуемые значения передаточных чисел и для различных понижающих передач Тип передачи Зубчатая передача в закрытом кор цилиндрическая коническая с прямыми зубьями то же, с непрямыми зубьями Открытая зубчатая передача Червячная передача: закрытая открытая Цепная передача Фрикционная передача с цилинд рическими катками Ременная передача: с плоским ремнем клиновым ремнем
ных требованиях к плавности и бесшумности, а также при использовании эффекта самоторможения. Наибольшей компактностью обладают планетарные и волновые передачи. Однако планетарные передачи требуют высокой точности изготовления. Их сборка сложнее, а техническое обслуживание менее удобно, чем у простых зубчатых передач. К недостаткам волновых передач нужно отнести сравнительно низкий КПД (0,8...0,9).
4.5. МЕТОДИКА ВЫБОРА ОПТИМАЛЬНОГО ЗНАЧЕНИЯ ПЕРЕДАТОЧНЫХ ЧИСЕЛ РАЗЛИЧНЫХ ПЕРЕДАЧ Разбивку передаточного числа привода по ступеням с учетом кинематических возможностей передачи выполняют согласно таблице 4.2.
Значения передаточных чисел зубчатых передач согласно ГОСТ 2185—66 надо выбирать из следующих рядов: 1-й    ряд 1,00 1,25 1,6 2,00 2,5 3,15 4,0 5,0 6,3 2-й    ряд 1,12 1,40 1,8 2,24 2,8 3,55 4,5 5,6 7,1 Значения передаточных чисел червячных передач согласно ГОСТ 2144— 76 выбирают из следующих рядов.
1-й    ряд 2-й    ряд
1-й    ряд 2-й    ряд
где и6 — передаточное число быстроходной ступени; ир — общее передаточное число редуктора; dw2, dw4 — начальные диаметры колес соответственно быстроходной и тихоходной ступеней, мм. Эта формула справедлива при сравнительно небольших передаточных числах (wp<20). При Wp > 20 диаметр шестерни быстроходной ступени так мал, что не выполняется условие £min — 17. Увеличение диаметра шестерни приводит к увеличению длины редуктора при минимальной его высоте. Для получения оптимальных показателей при wp > 20 целесообразно использовать зависимость «б =(1,2... 1,25)^. (4.7) Эту же зависимость рекомендуется применять в случае повышенных требований к условиям смазывания, когда dw4 > dw2, т. е. быстроходная ступень погружена в масляную ванну на меньшую глубину. Это уменьшает потери мощности на барботаж. В типовых цилиндрических двухступенчатых зубчатых редукторах, выполненных по развернутой схеме (см. рис. 4.1, а), рекомендуется следующее
При выборе передаточных чисел зубчатых и червячных передач следует иметь в виду, что значения первого ряда предпочтительны. От распределения общего передаточного числа по ступеням в значительной степени зависят масса, габаритные размеры и условия смазывания редуктора. Далее изложена методика выбора оптимального соотношения передаточных чисел для различных редукторов с учетом предъявляемых к ним требований. В двухступенчатых горизонтальных цилиндрических редукторах, выполненных по развернутой схеме (рис. 4.1, а), их основные оптимальные показатели при смазывании зубчатых колес окунанием в масляную ванну получаются в результате разбивки общего передаточного числа согласно зависимости
«б=\/мр
Рис. 4.1. Кинематические схемы двухступенчатых редукторов: а — цилиндрического, выполненного по развернутой схеме; б— то же, соосного; в — коническо-цилиндрического (Т— тихоходный вал; Б — быстроходный вал) В типовых коническо-цилиндричес-ких двухступенчатых редукторах (см. рис. 4.1, в) рекомендуется следующее распределение общего передаточного числа между ступенями:
распределение общего передаточного числа между ступенями: и0 7,97 8,875 10 12,6 12,6 14,175 15,75 15,975 и6 3,55 3,55 4 4 4,5 ит 2,24 2,5 2,5 3,15 2,8
3,55
3,15
5 \ 3,15
Продолжение ир 8
4
4
4,5
3,55
4,5
ит
4
20 22,365 22,0 25,2 28,35 5 6,3 5,5 6,3 6,3 4 3,55 4 4 4,5
ир 17,75 19,88 мб 5 5,6 иг 3,55 3,55
Продолжение 14,175 15,975 3,15 3,55 4,5 4,5
4,0
В соосных редукторах (рис. 4.1, б) при разбивке передаточного числа обычно используют зависимость
4,5
4
4.5
мт
Зубчато-червячные редукторы (рис. 4.2) применяют при передаточных числах «тах = 150 (обычно «ср = 80... 100). Из условия оптимальной компоновки редукторов «цил = 2...2,5. Червячно-зубчатые редукторы (рис. 4.3) применяют при передаточных числах «тах < 250 (обычно «ср = 50... 130). При этом передаточное число тихоходной цилиндрической ступени ^ЦИЛ — 4. В двухступенчатых червячных редукторах при общих передаточных числах «р < 2500 распределение общего пе-
m6>Vv
(4.8)
Важно отметить, что чем больше значение передаточных чисел, тем лучше условия смазывания. Увеличение разницы между щ и «р приводит к росту нагрузки быстроходной ступени. В типовых соосных цилиндрических двухступенчатых зубчатых редукторах (см. рис. 4.1, б) предлагается такое распределение общего передаточного числа между ступенями:
4
3,15
4
2,8
3,55
ит
В коническо-цилиндрических передачах (рис. 4.1, в) при разбивке передаточного числа используют следующие зависимости: Рис. 4.2. Кинематическая схема зубчато-червячно-го редуктора
щ = (0,22...0,28) и. (4.9)
иб=( 0,9...0,95)^. (4.10) Меньшие значения из полученных пределов следует брать для больших значений «р.
49
I    u T-iL Рис. 4.5. Кинематическая схема планетарной передачи редуктора со сдвоенным сателлитом:
Рис. 4.3. Кинематическая схема червячно-зубчато-го редуктора редаточного числа по ступеням приблизительно одинаковое: (4.11)
к, =Ul = ju Для планетарных редукторов с одинарными сателлитами (рис. 4.4) передаточное число выбирают в пределах 3...6 или рассчитывают по формуле /—центральная (солнечная) шестерня; 2, 3— сдвоенный сателлит; 4 — центральное неподвижное (корончатое) колесо; h — водило В планетарных редукторах со сдвоенным сателлитом (рис. 4.5) для получения оптимального соотношения размеров рекомендуется принимать щ > щ, причем щ < 4. Общее передаточное число выбирают из диапазона 7... 16 или рассчитывают по формуле
«р= 1 +Z3/ZU где Z\, Z3 — число зубьев колес.
(4.12)
Рекомендуемые значения чисел зубьев колес следующие:
90
84
90
96
Z3
Zi Z4 Z1Z3
Мр=1 +
(4.13)
Затем числа зубьев уточняют по условиям соосности, сборки и соседства.
где z 1, Z2 и Z3, Za — числа зубьев колес соответственно быстроходной и тихоходной ступеней. В планетарных редукторах со сдвоенными сателлитами рекомендуемые значения чисел зубьев колес следующие:
и
со*

COh

и и
■з-гв!
В одноступенчатой коробке передач должно соблюдаться условие ик п <3,55.
Рис. 4.4. Кинематическая схема простой планетарной передачи (с одной степенью свободы): /(к) — центральная (солнечная) шестерня; 2— сателлит; 3 — центральное неподвижное (корончатое) колесо; h — водило; сок, соЛ — угловая скорость соответственно солнечной шестерни и водила 4.6. ОПРЕДЕЛЕНИЕ КИНЕМАТИЧЕСКИХ И СИЛОВЫХ ПАРАМЕТРОВ ПРИВОДА Рассмотрим привод, состоящий из ременной передачи и цилиндрического двухступенчатого редуктора с раздвоенной быстроходной ступенью. Кинематическая схема такого привода представлена на рисунке 4.6. В процессе кинематического расчета определяют частоту вращения элементов привода, начиная от вала двигателя. Очевидно, частота вращения ведущего шкива 1 ременной передачи щ = ядв, а ведомого шкива 2 без учета упругого скольжения в ременной передаче пг = п\/иХ2. Рис. 4.6. Кинематическая схема привода, состоящего из ременной передачи и цилиндрического редуктора:
Находящиеся на одном валу с ведомым шкивом шестерни 3 и 5 будут вращаться с той же частотой, что и шкив 2, т. е. п3 =п5 = п2. Частоты вращения зубчатых колес 4, 6 и шестерни 7 щ = щ = = п7 = Щ(5)/иЗА (5 6), а зубчатого колеса 8 п% = п7/и7%. ®-
1
В процессе силового расчета привода определяют вращающие моменты на всех элементах привода. В отличие от кинематического силовой расчет целесообразно начинать, исходя из нагрузки на приводном валу машины. Вращающий момент на зубчатом колесе 8 будет отличаться от момента Тп на приводном валу машины на величину потерь в муфте и подшипниках, т. е. Ц = Т„/(цмц„), КПД соответственно муфты и под- где Лм, Лп -шипников. Вращающий момент на шестерне 7 Т7 = T$/(u7Sr[7$). Поскольку быстроходная ступень двухпоточная, то вращающий момент Т7 «раздваивается». С учетом потерь в подшипниках Г4= 7$ = 7У(2г|п). В передачах 3—4 и 5—6 происходит одновременное преобразование двух потоков моментов с учетом потерь только в одной из пар зацепления. Это объясняется тем, что потери в параллельно включенных нескольких механизмах с одинаковыми КПД эквивалентны потерям в одном механизме. Следовательно, ТЪ = Т5 = ^4(6)/(w3.4(5.6)rl3.4(5.6))- Вращающий момент на ведомом шкиве 2 равен сумме моментов Г3 + Т5 с учетом потерь в подшипниках: Ti = (Т3 + Т5)/ г\п = 2 Г3(5)/ Лп-1, 2—соответственно ведущий и ведомый шкивы ременной передачи; 3,5— шестерни быстроходной ступени; 4, 6— колеса быстроходной ступени; 7, 8 — соответственно шестерня и колесо тихоходной ступени; М— электродвигатель 4*
51
Вращающий момент на ведущем шкиве Т\ = Т2/(ы\.2Л1.2)- Очевидно, что Т\ ~ Т, т. е. вращающий момент на ведущем шкиве равен требуемому вращающему моменту двигателя, который можно определить по формуле Т= Р'/со, где Р'— требуемая мощность двигателя, Вт, рассчитываемая по формуле (4Л); со — номинальная угловая скорость двигателя, с-1. Полученные значения вращающих моментов и частот вращения всех элементов привода используют при прочностном расчете передач. 4.7. ПРИМЕР ВЫБОРА ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ, КИНЕМАТИЧЕСКОГО И СИЛОВОГО РАСЧЕТА ПРИВОДА Выбрать электродвигатель и выполнить кинематический и силовой расчет привода к ленточному конвейеру, вращающий момент на приводном валу -т—j-N-0 Рис. 4.7. Кинематическая схема привода, состоящего из коническо-цилиндрического редуктора и цепной передачи: 1,2 — соответственно конические шестерня и колесо; 3, 5—цилиндрические шестерни; 4, 6 — цилиндрические колеса; 7,8— звездочки цепной передачи; М — электродвигатель которого Тп = 1000 Н ■ м, частота вращения пп = 50 мин-1. Возможный вариант привода (рис. 4.7) включает в себя коническо-цилиндрический редуктор с двухпоточной тихоходной ступенью и цепную передачу. 1. Выбор электродвигателя (см. рекомендации параграфа 4.3). По формуле (4.1) определяем требуемую мощность электродвигателя ^=7Х=1000-5,В,6538ВТ| Ло    0,8 где шп — угловая скорость приводного вала конвейера [см. формулу (4.2)]: соп = тсяп/30 = = 3,14 -50/30- 5,23 с"г; л0~ общий КПД [см. формулу (4.3)], учитывающий потери (см. табл. 4.1) в зацеплении конической (111.2), цилиндрической (лз.4(5.б)), цепной (т|7.8) передач, а также в подшипниках (т]п) и муфте (цм): Ло = Л1.2Лз.4(5.б)Л7.8Л3пЛм = 0,96 ■ 0,97 • 0,9 ■ 0,99f- 0,98 = 0,8. Из существующих типов двигателей предпочтительны двигатели серии АИР. При требуемой мощности 6,5 кВт подходят следующие электродвигатели (см. табл. 1 приложения): АИР112М2 — Р= 7,5 кВт, п = 2850 мин-1; тогда и0 = п/пп = 2850/50 = 57; AHP132S4- Р = 7,5 кВт, п = 1440 мин-1; тогда и0 = п/пи = 1440/50 = 28,8; АИР132М6 — Р = 7,5 кВт, п = 960 мин-1; тогда и0 = п/пп = 960/50 = 19,2. Первое и0 = 57 и третье и0 = 19,2 значения передаточного числа близки к предельным для данной схемы привода, так как согласно изложенному в параграфах 4.2 И 4.7 U0 тах — £/р тах^7.8 max 20 ' 3 60, "о min ~ ^р min^7.8 min ~ 8 ' 2 — 16. Поэтому выбираем электродвигатель AHP132S4 (Р= 7,5 кВт; п = = 1440 мин-1), при установке которого в приводе получаем и0 = 28,8. 2.    Разбивка общего передаточного числа привода по ступеням. Во избежание получения относительно большого диаметра ведомой звездочки предварительно принимаем передаточное число цепной передачи = 2...2,5. Тогда передаточное число редуктора ир =ио / и7.8 =28,8/(2...2,5)=14,4...11,52. Окончательно с учетом рекомендаций параграфа 4.6 принимаем передаточное число редуктора wP(i.6)= 12,6. Поскольку тихоходная ступень двухпоточная, то ее передаточное число щ 2 = 2,8, а щ 4(5 6) = 4,5. Тогда передаточное число цепной передачи «7.8 = «о/«Р(1.б) = 28,8/12,6 = 2,286 = 2,3. 3.    Определение частоты вращения всех элементов привода: п\ = лдв = 1440 мин-1; п2 = щ/и12= 1440/2,8 = 514 мин-1; «з = «5 = «2 = 514 мин-1; Щ = пг/из.4~ 514/4,5 = 114 мин-1; n6 = ni = п4 = И4 мин-1; n% = ni /и7.8= 114/2,3 = 50 мин-1; щ = пп = 50 мин-1. 4.    Расчет вращающих моментов на всех элементах привода: Ts=Tn= 1000Н • м; Т7 = Т%/(и1.%ц1,%) = 1000/(2,3 -0,9) = = 483 Н • м; т6=7;= Т7/(2Лп) = 483/(2 • 0,99) * = 244 Н • м; T5 — Тг — Т§/(W5 6(3 4)Т)5 6(3.4)) - = 244/(4,5 • 0,97) = 56 Н ■ м; Т2=(Г3+Г5)/Лп = 27’з(5)/лп) = .= 2 • 56/0,99= 113 Нм; Т1 = 7’2/(и,.2Л1.2) = 1 13/(2,8-0,96) = «42 Н-м; т= Тх = (ЛпЛм) = 42/(0,99 • 0,98)« = 43 Н • м. Полученные результаты кинематического и силового расчета необходимы для прочностного расчета и проектирования механизмов привода. Контрольные вопросы и задания 1. Для чего предназначен привод? Из каких элементов он состоит? 2. Какие характеристики необходимо знать для выбора электродвигателя? 3. Как определить КПД привода? 4. Как определить общее передаточное число привода? 5. Перечислите виды передач, используемые в приводах машин сельскохозяйственного назначения. Глава 5 РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ 5.1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ Зубчатая передача состоит из двух колес или колеса и рейки с зубьями (рис. 5.1), посредством которых они сцепляются между собой. Зубчатое колесо с меньшим числом зубьев называют шестерней, с большим — колесом. Все термины, определения и обозначения, относящиеся к зубчатым передачам, даны в ГОСТ 16530—83, ГОСТ 16531-83 и ГОСТ 19325-73. Основные преимущества зубчатых передач: высокая нагрузочная способность, возможность применения для диапазона скоростей, постоянство передаточного числа и возможность реализации его в широких пределах, компактность, высокий КПД (до 0,98), надежность в работе. К недостаткам передач относятся необходимость высокой точности изготовления и монтажа, шум в работе и невозможность бесступенчатого изменения передаточного числа. В зависимости от расположения валов различают передачи с параллельными, пересекающимися и перекрещивающимися геометрическими осями. Зубчатые цилиндрические передачи могут быть с прямыми (рис. 5.1, а, г), косыми (рис. 5.1,6) или шевронными (рис. 5.1,в) зубьями. Передачи с перекрещивающимися осями (чаще всего конические) бывают с прямыми, косыми или круговыми зубьями (рис. 5.1, е...з). В зависимости от относительного расположения зубчатых колес передачи могут быть с внешним (рис. 5.1, а) или внутренним (рис. 5.1, г) зацеплением. Для преобразования вращательного движения в возвратно-поступательное и наоборот служит реечная передача (рис. 5.1, д). Рейку можно представить в виде зубчатого колеса бесконечно большого диаметра. Зубчатые колеса различают также по форме профиля зуба: с эвольвентным, циклоидным или круговым профилем. В сельскохозяйственном машиностроении широко применяют передачи с эвольвентным профилем зуба, которые могут работать при больших окружных скоростях и передавать значительную мощность. При работе передач зуб испытывает сложное напряженное состояние. Главными напряжениями, влияющими на работоспособность зуба, являются контактные напряжения и напряжения изгиба. Эти напряжения действуют переменно и вызывают усталостное разрушение зубьев — поломку от действия напряжений изгиба и выкрашивание их поверхностей от контактных напряжений. С целью предотвращения преждевременного выхода из строя зубчатых колес из-за поломок зубьев и разрушения их активных поверхностей в результате развития усталостного выкрашивания ГОСТ 21354—87 устанавливает основные расчетные зависимости для определения контактной прочности активных поверхностей зубьев и прочности зубьев при изгибе. Стандарт действителен для эволь-вентных цилиндрических металлических зубчатых колес внешнего зацепления с исходным контуром по ГОСТ 13755—81, модулем т>1мм, работающих со смазкой при окружных скоростях v < 25 м/с. Контактная выносливость, как правило, служит основным критерием работоспособности для закрытых передач с низкой и средней твердостью рабочих поверхностей зубьев. Поэтому при а...г — цилиндрические соответственно прямозубая с внешним зацеплением, косозубая, шевронная и прямозубая с внутренним зацеплением; д — реечная; е...з — конические соответ-з    ственно с прямым, косым и круговым зубьями твердости рабочих поверхностей зубьев НВ< 350 габаритные размеры закрытой передачи — межосевое расстояние и ширину колес — определяют из условия контактной выносливости. Расчет же прочности зубьев при изгибе носит проверочный характер. Модуль колес при этом нужно выбирать минимально допустимым, так как с его увеличением растут наружные диаметры и масса заготовок, трудоемкость обработки, потери на трение. Однако принимать значение модуля менее 1,5 мм в трансмиссиях не рекомендуют из-за недостаточной износостойкости и др. Для всех открытых, а также для закрытых передач с твердостью рабочей поверхности зубьев Ш?> 350 габаритные размеры передачи следует определять по выносливости зубьев на изгиб. 5.2. МАТЕРИАЛЫ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСТИМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ Материалы зубчатых колес, их обработка. Зубчатые колеса должны обладать необходимой износостойкостью рабочих поверхностей против выкрашивания, абразивного изнашивания и заедания, а также требуемой прочностью зубьев на изгиб. Основные материалы для изготовления зубчатых колес — термически обрабатываемые стали, в отдельных случаях чугуны и пластмассы. Материал и технологию термообработки стали назначают в зависимости от условий работы передачи и размеров колес. Для мало- и средненагруженных редукторов общего назначения используют качественные углеродистые стали 35, 40, 45, 50, 50Г (ГОСТ 1050-88*) и легированные стали 40Х, 45Х, 40ХН, 40ХНМ (ГОСТ 4543-71*) с твердостью НВ< 350. Такая твердость обеспечивается нормализацией или улучшением стали. Зубья колес нарезают после термообработки, благодаря чему не требуются доводочные операции. Такие колеса хорошо прирабатываются и не подвергаются хрупкому разрушению. Для лучшей приработки твердость шестерни рекомендуют назначать больше твердости колеса как минимум на 10... 15 единиц, т. е. должно соблюдаться условие НВ\ > НВ2 + (10...15). (5.1) В автотракторной отрасли промышленности для изготовления зубчатых колес применяют низкоуглеродистые, высоколегированные цементуемые стали с твердостью рабочей поверхности НВ> 350, т.е. больше 35 HRC (IHRC-ЮНВ): для колес небольших размеров — стали 15, 20, 15Х, 20Х; для колес больших размеров — 18ХГТ, 12XH3A. Химико-термические виды обработки позволяют получить HRC 50...60. С этой целью применяют цементацию, поверхностную закалку ТВЧ, азотирование. Цементацией (насыщением поверхностных слоев колес углеродом) с последующей закалкой повышают твердость рабочих поверхностей зубьев до HRC 58...63, при глубине цементованного слоя не более 2 мм. Процесс длителен и дорог. Поверхностная закалка ТВЧ применима для больших зубьев (т > 5 мм). При малых модулях возникает опасность прокаливания зуба насквозь, что делает его хрупким. Для закалки таких зубчатых колес можно применять ТВЧ с самоотпуском. Например, для зубчатых колес коробок передач станков с модулем 3 мм, изготовляемых из стали 40Х, рекомендуется нагрев со скоростью 30° в секунду в индукторе шинного типа с последующей закалкой в масле. Закалка колес с модулем т< 3 мм затруднена. Азотирование (насыщение поверхностного слоя азотом) обеспечивает твердость такую же, как и при цементации, однако из-за небольшой толщины твердого слоя (0,1...0,6 мм) зубья становятся чувствительными к перегрузкам и непригодными для работы в условиях абразивного изнашивания. Степень коробления при азотировании очень мала. Поэтому такую термообработку целесообразно применять, когда трудно выполнить шлифование зубьев. Для азотируемых колес применяют молибденовую сталь 38ХМЮА или ее заменитель 38ХВФЮА или 38ХЮА. Зубья колес с НВ > 350 нарезают до термообработки, а доводочные операции (шлифование, хонингование, обкатку) выполняют после термообработки с целью устранения коробления (деформации) зубьев. Высокая твердость зубьев значительно повышает контактную прочность. В этих условиях решающей может оказаться не контактная, а из-гибная прочность, для повышения которой целесообразно проводить упрочнение галтелей накаткой и пр. Применение материалов с высокой твердостью — большой резерв повышения нагрузочной способности передач. Однако при этом должны соблюдаться дополнительные требования: повышенные точность изготовления и жесткость валов и опор; фланкирование зубьев прямозубых колес из-за плохой прирабатываемости зубьев, выполнение термообработки зубьев после их нарезания; осуществление дополнительных операций (шлифовки, притирки, обкатки) для исправления формы зубьев в результате коробления при закалке. Все перечисленные мероприятия значительно повышают стоимость колес. Заготовки для колес получают ковкой, штамповкой и литьем. Стальное литье обладает пониженной прочностью, поэтому его используют обычно для колес крупных размеров, работающих в паре с кованой шестерней. Справочные данные по сталям, рекомендуемым для изготовления зубчатых колес, приведены в таблице 5.1. Допустимые контактные напряжения, МПа, определяют при расчете зубчатых передач на контактную выносливость согласно ГОСТ 21354—87 по формуле a„p=~^r^~ZNZLZRZvZlaZx, (5.2) где оffiim i) — предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов напряжений, МПа; Summ — минимальный коэффициент запаса прочности; ZN — коэффициент долговечности; ZL — коэффициент, учитывающий вязкость смазочного материала (обычно принимают ZL = 1); ZR — коэффициент, учитывающий исходную шероховатость сопряженных поверхностей зубьев; Д, — коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости и зависящий от ее значения (его определяют по графику на рис. 5.2); — коэффициент, учитывающий разность твердости материалов сопряженных поверхностей зубьев; Zx— коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса. Значение коэффициента ZR принимают для того колеса, зубья которого имеют более грубую поверхность, в зависимости от параметра шероховатости поверхности: ZR = 1 при Ra = 1,25...0,63 мкм; ZR = 0,95 при Ra = 2,5... 1,25 мкм; Марка стали Размер сечения s, мм Твердость сердцевины НВ Твердость поверхности Предел прочности ст , МПа Предел текучести ст , МПа Термообработка Улучшение Нормализация Улучшение Нормализация Улучшение Азотирование Улучшение Закалка Улучшение Закалка Цементация
ZR = 0,9 при Rz= 40... 10 мкм. Коэффициент, учитывающий диаметр d (см. рисунок к табл. 5.1) заготовки зубчатого колеса, Zx =Л/1,07-0,ООО 1</. (5.3) При d < 700 мм принимают Zx = 1. В сельскохозяйственном машиностроении точность изготовления зубчатых колес, как правило, не выше класса точности 7, диаметр колес достигает максимум 700 мм, а окружная скорость до 6 м/с. Поэтому формулу (5.2) можно использовать в упрощенном виде анр~“т;-zw- (5.4) Коэффициент запаса прочности ^//min интегрально учитывает приближенный характер расчета. При отсутствии необходимых фактических стати- Рис. 5.2. График для определения коэффициента Zv стических данных можно применять следующие минимальные значения: для зубчатых колес с однородной структурой материала £ЯгтП =1,1, с поверхностным упрочнением зубьев SHmin = 1,2, а для передач, выход из строя которых связан с тяжелыми последствиями, рекомендуется iS//min = 1,25. 0,005 0,010,02 0,04 0,1 0,2 0,4 0,5 1 2 3 5 10 20 3050100200315 NK/NH пт Рис. 5.3. График для определения коэффициента долговечности ZN
Коэффициент долговечности ZN можно определять по графику (рис. 5.3) или формулам. (5.8)
При NK< NHnm ZN =6jNHhm/NK, (5.5) где NHит — базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости материала; NK — расчетное число циклов напряжений. Для материалов однородной структуры ZN< 2,6, для материалов с поверхностным упрочнением ZN< 1,8. При NK> NHyim ZN =2!lNHUm/NK >0,75. Базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости, определяют по графику (рис. 5.4) или формуле Ntfiim = 30НВ24 < 120 • 106, (5.6) где НВ — поверхностная твердость материала. Расчетное число циклов при постоянном режиме нагружения NK = 60ncLh, где п — частота вращения колеса, по материалу которого определяют допустимые напряжения, мин-1; с —число зацеплений зуба за один оборот колеса; Lh — расчетный ресурс работы передачи, ч. (5.7)
При переменных режимах нагружения (при наличии циклограммы нагружения) Nне-60с X где к — число режимов нагружения; 7) — вращающий момент на i-м режиме, Н ■ м; Ттах — максимальный вращающий момент за весь период нагружения, Ям; я, —частота вращения на /-м режиме, мин-1; t( — длительность /-го режима, ч. Предел контактной выносливости поверхности зубьев оН\[ть, соответствующий базовому числу циклов изменения напряжений, определяют по выраже- Рис. 5.4. График для определения базового числа циклов изменения напряжений NH\im Способ термической и термохимической обработки зубьев
Средняя твердость поверхностей зубьев
Формула для расчета oH[im h, МПа
Сталь
Отжиг, нормализация или    НВ< 350 улучшение Углеродистая и легированная То же Легированная
Объемная и поверхностная    HRC 38...50 закалка Цементация и нитроцемен-    HRC> 56 тация Азотирование    НУ 550...750 OtfiimA-2ЯЯ + 70 <*н\тЬ= 17ЯДС+200 GHWmb ~ 23HRC ®Н\\тЬ = 1050 Примечание. Соотношение между твердостями, выраженными в единицах HR С, НУ и НВ, определяют по графику (рис. 5.5). (5.9)
/а,
(5.12)
б.р?
где НВср — среднее значение твердости; /—коэффициент риска; а — среднее квадратическое отклонение. Полагая, что разброс значений твердости подчиняется нормальному закону распределения, с достаточной степенью точности имеем НВср = 0,5(НВтах + НВт[п); (5.10) а = (НВтлх — НВтт)/6, (5.11) где НВтах, НВтт — соответственно максимальное и минимальное значения твердости (см. табл. 5.1). Коэффициент риска определяется в зависимости от значения функции Лапласа (см. приложение 4).
ниям, приведенным в таблице 5.2. В эти формулы подставляют значения твердости материала, выбранные из таблицы 5.1. При заданной вероятности обеспечения контактной твердости в качестве расчетного значения твердости желательно выбирать не минимальное или среднее значение, а наиболее вероятное:
где Р6 р = 1 — Pt — вероятность безотказной работы; Pt — заданная вероятность ресурса работы. В качестве допустимого напряжения при проектном и проверочном расчетах используют: для прямозубых цилиндрических и конических передач — минимальное из
Ф(0 = 0,5 - Pt
нвр = нвср
допустимых контактных напряжений зубьев шестерни оНРХ и колеса сНРъ определенных по выражению (5.2) или (5.4); для косозубых, шевронных и конических передач с непрямыми зубьями — значение напряжения, вычисляемое по выражению вНР= 0>45(а#/>1 + Онп) ^ <*НРтт> (5.13) где аЯлпт — меньшее из значений <зНР\ и aHF1, МПа. При этом должно выполняться условие оНр< 1,25а#лпт для цилиндрических и Снр< 1Д5а#лтп Для конических передач.
65 HRC Рис. 5.5. График соотношения твердостей, выраженных в единицах НВ, HR С и НУ
Допустимые напряжения изгиба, МПа, определяют при расчете зубчатых передач на выносливость при изгибе согласно ГОСТ 21354—87 по формуле ных при нагреве ТВЧ со сквозной закалкой и со шлифованной переходной поверхностью независимо от твердости и термообработки зубьев qF = 6. Тогда OFp=2mnkYNY,YRYx, (5. 14)
где а /7Ит ь — предел выносливости зубьев при изгибе, МПа; ^—коэффициент запаса прочности; Yn— коэффициент долговечности; У5— опорный коэффициент; Уя — коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности; Ух — коэффициент, учитывающий диаметр заготовки зубчатого колеса. Предел выносливости зубьев при изгибе, МПа, aF\\mb =^F\imb^z^g^d^ (5.15) где a® iima — предел выносливости зубьев при изгибе, МПа, соответствующий базовому числу циклов напряжений и установленный для отну-левого (пульсирующего) цикла напряжений: определяют в зависимости от способа термической или химико-термической обработки по таблице 5.4; Ут — коэффициент, учитывающий технологию изготовления: при выполнении всех условий, предусмотренных в технологии, Yr= 1, при отклонении от примечаний в таблице 5.3 принимают YT < 1; Yz — коэффициент, учитывающий способ получения заготовки колеса: для поковок и штамповок Yz= 1, проката Yz = 0,9, литых заготовок Yz = 0,8; Yg — коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зубьев: определяют в зависимости от способа термической или химико-термической обработки по таблице 5.3. Для колес с нешлифованной переходной поверхностью зубьев принимают Yg-I; ^—коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения или электрохимической обработки переходной поверхности: определяют в зависимости от способа термической или химико-термической обработки по таблице 5.3. Для зубчатых колес без деформационного упрочнения или электрохимической обработки переходной поверхности принимают Yd~ 1; Ya — коэффициент, учитывающий способ приложения нагрузки: при одностороннем приложении Ya— 1, при двустороннем приложении Ъ = 0,7. Коэффициент долговечности yN = ^NFnm/NK, (5.16) где NFlim — базовое число циклов напряжений: для всех сталей #лт, = 4-106; Л^—число циклов напряжений в соответствии с заданным сроком службы, млн циклов. Для зубчатых колес из материала однородной структуры, а также закален- l<YN=*lNFm/NK<4. (5.17) Для зубчатых колес азотированных, цементированных и нитроцементиро-ванных с нешлифованной переходной поверхностью qp = 9. В этом случае \<YN=^NF]im/NK<2,5. (5.18) Если полученное по формулам (5.17) и (5.18) значение коэффициента долговечности YN меньше нижнего предела или больше верхнего предела, то для дальнейших расчетов необходимо принимать предельные значения. Для передач, работающих с ресурсом Lh > 36 ООО (большинство редукторов приводных установок сельскохозяйственных машин и оборудования), 1^=1. Коэффициент У§, учитывающий градиент напряжений и чувствительность материала к концентрации напряжений (опорный коэффициент), определяется по формуле У5= 1,082 — 0,172 lgm. (5.19) Для передач сельскохозяйственных машин с достаточной степенью точности можно принимать Уъ = 1. Коэффициент Уд, учитывающий шероховатость переходной поверхности. Для шлифования и зубофрезерова-ния при шероховатости поверхности Лг<40мкм принимают YR = 1. Для полирования в зависимости от термического упрочнения принимают: при цементации, нитроцементации, азотировании (полирование до термохимической обработки) Уд = 1,05, при нормализации и улучшении YR= 1,2, при закалке ТВЧ, когда закаленный слой повторяет очертание впадины между зубьями, YR = 1,05. Коэффициент, учитывающий диаметр d заготовки зубчатого колеса, определяют по формуле Сталь Способ термической или термохимической обработки T вердость активной поверхности зубьев Углеродистая и легированная, содержащая более 0,15% углерода (например, марок 40, 45 по ГОСТ 1050—88, марок 40Х, 40ХН, 40ХФА, 40ХН2МА, 18X2H4BA по ГОСТ 4543-71*) Нормализация, улучшение 180...350 НВ Легированные стали, содержащие 0,4...0,55 % углерода (40Х, 40ХН и дру- I гие по ГОСТ 4543-71*) . Объемная закалка с применением средств против обезуглероживания 40...55 HRC 1,05...1,15 1,1...1,2 Легированная, содержа- Объемная закалка щая более 1 % никеля при возможном (40ХН, 50ХН и другие по обезуглерожива-ГОСТ 4543-71*) нии 45...55 HRC 45...55 HRC 1,7
+ 12 HRC (для сердцевины)
1,7
0,65
800
1,65
0,75
750
Легированные стали, не содержащие молибден (марок 25ХГТ, ЗОХГТ, 35Х и др. по ГОСТ 4543—71*)
Прочая легированная (марок 40Х, 40ХФА по ГОСТ 4543-71*)
Легированная сталь всех марок
Содержащая алюминий Прочая легированная
Цементация в средах с неконтролируемым углеродным потенциалом и закалке с применением средств против обезуглероживания, достигается содержание углерода на поверхности 0,4... 1,4% Нитроцементация (концентрация на поверхности 0,7... 1 % углерода и 0,15...0,5 % азота)
Объемная закалка при возможном обезуглероживании Азотирование
700...950    HV 550...750    HV (для сердцевины 24..    AQHRC) 56...63    HRC
57...63 HRC
1.05...1.1 1.1...1.35    !-55
J_ Ц-1,3 0,8 1,1...1,2
1,1-1,2 1,15...1,3
Коэффициент Sf запаса прочности интегрально учитывает приближенный характер метода расчета. В таблице 5.3 даны значения SF при вероятности неразруше-ния 0,99 в зависимости от способа термической и термохимической обработки. Анализ значений коэффициентов, входящих в формулы (5.14) и (5.15), показывает, что при проектировании передач для сельскохозяйственной техники допустимые напряжения изгиба с достаточной точностью можно определять по упрощенной формуле ^ _aF\\mb у V aFP—c-TNTA- (5.21) Результаты расчета по упрощенной формуле не повлияют на надежность и прочность проектируемой передачи. 5.3. РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ Проектный расчет на контактную выносливость. Проектный расчет закрытых прямо- и косозубых зубчатых передач служит для предварительного определения размеров. Исходные данные для расчета: циклограмма нагружения; передаточное число «; вид передачи (прямо- или косозубая); материал; способ обработки (термический или термохимический); твердость рабочих поверхностей зубьев; коэффициент относительной ширины колес \|iba — bw/aw. Параметр \j/ выбирают в следующих пределах: для колес из улучшенных сталей при несимметричном расположении относительно опор \\fba = 0,315...0,4, из закаленных сталей при таком же расположении 0,25...0,315; для любых колес при симметричном расположении относительно опор 0,4...0,5; для шевронных колес 0,6...0,8; для передвижных шестерен коробок передач \\fba = 0,1...0,2. (5.24)
Расчет целесообразно начинать с определения межосевого расстояния. По ГОСТ 21354—87 сначала рекомендуется вычислять ориентировочное значение межосевого расстояния, мм. aw-Ка (w + l)^r2^tf(3 /(u~Vba°HP )> (5.22) где Ка — расчетный коэффициент: для прямозубых передач Ка — 495, для косозубых и шевронных — Ка = 430; и — передаточное число; Т2 — вращающий момент на колесе, Н • м; Кщ — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии. При проектном расчете принимают Кщ = 1,1 ...1,2 (меньшее значение при твердости материала колес НВ< 350, большее — при НВ > 350); <зНр — допустимое контактное напряжение, МПа (см. п. 5.2). (5.25)
Полученное значение aw округляют до ближайшего большего числа (ГОСТ 2185—66*) из рядов: 1-й    ряд 40, 50, 63, 80, 100, 125, 160, 200, 250, 315, 400, 500, 630, 800; 2-й    ряд 140, 180, 225, 280, 355, 450, 560, 710, 900. Примечание. Значения первого ряда предпочтительны. Далее принимают нормальный модуль тп для прямозубых передач (он же является окружным модулем mt) в зависимости от aw: для нормализованных или улучшенных колес тп = ( 0,01... 0,02)^; для колес с закаленными зубьями тп = (0,016...0,0315)^. Выбранное значение модуля округляют до ближайшего стандартного (ГОСТ 9563—606) 1; 1,25; 1,5; (1,75); 2; (2,25); 2,5; (2,75); 3 (3,25); 3,5; (3,75); 4; (4,25); 4,5; 5; (5,5) 6; 6,5; (7); 8; (9); 10; (11); 12. В данном ряду значения без скобок предпочтительны. Для прямозубых передач с целью сохранения стандартного значения aw модуль необходимо назначать кратным этому значению. Далее определяют числа зубьев шестерни и колеса: для прямозубых передач Ъ = 2ajm,; Z\ = Zx/(u + 1); г2 = z&- Z\, для косозубых передач Zx = 2awcos P/т„, где z-z — суммарное число зубьев шестерни и колеса; р — угол наклона зубьев, град. Предварительно принимают (3 = = 8...20°. Нижнее значение ограничено с целью обеспечения минимума двухпарного зацепления, верхнее — во избежание больших осевых сил. Для шевронных колес (3 = 25...30° (40°). Полученное значение Zz округляют до ближайшего целого значения и уточняют угол наклона зубьев В этом случае сохранится стандартное значение межосевого расстояния. Для косозубых колес число зубьев шестерни £lmin ПРИ некорригированном зацеплении выбирают из условия £lmin— 17cOS^P. (5.26)
Далее определяют остальные геометрические параметры. При некоррегированном зацеплении делительные диаметры, мм, соответственно шестерни и колеса (рис. 5.6) с точностью до сотых долей вычисляют по формулам d\ ~ dw[ — Z\tnn/cos Р; d2 = dw2 = z2mn/cos p. v • ; Затем проверяют межосевое расстояние gw 0,5(dw\ "Ь dw2). Ширина колеса, мм, ^2 ~ b\v ~ где bw — рабочая ширина венца зубчатого колеса. Для косозубых передач необходимо проверять условие К>г-^ (5.28)
Ширину шестерни Ь\ принимают приблизительно на 5 мм больше ширины bw с целью компенсации возможных погрешностей сборки. Диаметры окружностей, мм, соответственно вершин и впадин зубьев шестерни da\ dwi 2tnn, dj\ dw\ 2,5шп. (5.29) Z
Диаметры окружностей, мм, соответственно вершин и впадин зубьев колеса н
da2 dw2 "Ь 2/72^, dj2 dw2 2,5/72^. (5.30) После выполнения проектного расчета, учитывая, что основным видом разрушения закрытых зубчатых передач является усталостное выкрашивание (пит-тинг) поверхности зубьев вблизи полюсной линии, переходят к проверочному расчету на контактную выносливость. Проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям. Согласно ГОСТ 21354—87 этот расчет выполняют по условию Рис. 5.6. Основные геометрические размеры зубчатых цилиндрических колес Он=ано^кн-®НР' (5.31) Контактное напряжение, МПа, без учета дополнительных нагрузок (Kff= 1) ^ _ lFt(u+1) aH0=ZEZHZ^-^-<oHP, (5.32) где ZE — коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес, МПа: для стали ZE= 190 МПа; ZH — коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления; Ze — коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий; Ft — окружная сила, Н: Ft=2 T2/d2. Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления, cos а, tgat где а, — угол зацепления, град. При а, = 20° ZH=2,5yfcos$. (5.34) Коэффициент Ze рекомендуется определять по формулам: для прямозубых колес Ze=V(4_e«)/3’ <5'35) для косозубых колес Режим нагружения двигателя Равномерный Значения коэффициента КА при режиме нагружения ведомой машины равномерном с малой неравномерностью со средней неравномерностью со значительной неравномерностью Свыше 2 Свыше 2,25
С малой неравномерностью Со средней неравномерностью Со значительной неравномерностью Примечания: 1. Табличные значения равны отношению эквивалентных нагрузок к номинальным и распространяются на передачи, работающие вне резонансной области. 2. При наличии в приводе гидравлических и упругих муфт, демпфирующих колебания, табличные значения коэффициента КА могут быть уменьшены на 20...30 % при условии, что КА > 1. 3. Двигатели и машины, работающие в указанных здесь режимах, перечислены в таблицах 5.5, 5.6. Рекомендуемые степени точности изготовления зубчатых передач в зависимости от их назначения и окружной скорости указаны в таблице 5.7. Коэффициент КНу, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку, при необходимости точного расчета
z£=y]iji
(5.36)
где Еа — коэффициент торцевого перекрытия зубьев, определяемый по выражению
Z\ z2
cos(3. (5.37)
1,88—3,2;
J-
V
Коэффициент нагрузки в зоне контакта зубьев Кн    КнуКНа, (5.38) где КА — коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку: если в циклограмме учтены внешние нагрузки, КА = 1; в других случаях необходимо использовать данные таблицы 5.3; Кщ — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии. Значения Кн$ выбирают в зависимости от твердости поверхности зубьев, ширины колес и схемы передачи (рис. 5.7); К^ — коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку (см. табл. 5.11); КНа — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями (ГОСТ 21354—87): для прямозубых передач КНа= 1, для косозубых и шевронных значение КНа определяют по графику (рис. 5.8). 5.5. Характерные режимы нагружения двигателей

при HBf>350 или НВ2 >350
Ktгр при HBj <350
О 0,4 0,6 0,8 1,6Vbd0 0,4 0,6 0,8 1,6 Vbd Л/ур при НВ1 <350    Луур при НВ^>350 или НВ2 > 350
Рис. 5.7. Графики для определения значений Кнр и Kf$: цифры у кривых соответствуют передачам на схемах; более точное определение К ж и Кт см. ГОСТ 21354-87

Вид двигателя
Режим нагружения
Электродвигатель; паровые и газовые турбины при стабильных режимах эксплуатации и небольших пусковых моментах Гидравлические двигатели, паровые и газовые турбины при больших часто возникающих пусковых моментах Многоцилиндровый двигатель внутреннего сгорания Одноцилиндровый двигатель внутреннего сгорания
Равномерный
С малой неравномерностью
О 0,4 0,8 1,2 1,6 Vbd 0 0,4 0,8 1,2 1,6Vbd
Со средней неравномерностью Со значительной неравномерностью
Вид рабочей машины Равномерный    Электрический генератор; равномерно работающие ленточные и Режим нагружения
пластинчатые конвейеры; легкие подъемники; упаковочные машины; вентиляторы; перемешивающие устройства и мешалки для веществ равномерной плотности; турбокомпрессоры; легкие центрифуги; механизмы с вращающимися деталями С малой неравномерностью Неравномерно работающие ленточные и пластинчатые транспортеры (для штучных грузов); шестеренные и ротационные насосы; главные приводы станков; тяжелые подъемники; механизмы кранов с вращающимися деталями; тяжелые центрифуги; перемешивающие устройства и мешалки для веществ переменной плотности; поршневые многоцилиндровые, гидравлические насосы; экструдеры; каландры Со средней неравномерностью Экструдеры; мешалки с прерывающимся процессом; легкие шаровые мельницы; деревообрабатывающие станки; одноцилиндровые поршневые насосы; подъемные машины Со значительной неравномерностью Экскаваторы, черпалки (приводы ковшей, цепных черпалок, грохотов); тяжелые шаровые мельницы; резиносмесители; дробилки; кузнечные машины; тяжелые дозировочные насосы; ротационные буровые машины; брикетные прессы 5.8. Значения коэффициента свыше Твердость поверхностей зубьев по Виккерсу Вид зубьев HV\ < 350 или Прямые без моди HV2 > 350 фикации головки Прямые с модифика-
5.7. Рекомендуемые степени точности изготовления зубчатых передач
Степень точности изготовления передачи при окружной скорости со, м/с
Вид передачи
5...S
8...12,5
до 5
Цилиндрическая: прямозубая косозубая Коническая: прямозубая с круговыми зубьями
циеи головки Косые    0,02 Прямые без моди- 0,14 фикации головки Прямые с модифика- 0,10 цией головки Косые    0,04
7
9
HV\ > 350 и HV2 > 350
9
Если значения    вычисленные по формуле (5.40), превышают предельные значения, указанные в таблице
рекомендуется определять по формуле KHv=l+WHv/Wlp, (5.39) где Wfo — удельная окружная динамическая сила, Н/мм; Wtp — расчетная удельная окружная сила в зоне наибольшей ее концентрации, Н/мм. Удельная окружная динамическая сила, Н/мм, Ям, =8Hg0Vy]aw/u, (5.40) где 5# — коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зубьев (табл. 5.8); g0 — коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса (табл. 5.9); v — окружная скорость, м/с; aw — межосевое расстояние, мм; и — передаточное число.
15 20 V, м/с Рис. 5.8. График для определения коэффициента К на для косозубых и шевронных передач, а также конических передач с круговыми зубьями (цифры соответствуют степени точности передачи)
ю
о
5. Детали машин 65
Модуль т, мм go при степени точности изготовления передачи по нормам плавности (ГОСТ 1643-81) Свыше 3,55 Свыше 10 5.10, то следует принимать предельные значения. (5.41)
5.10. Предельные значения W^ и Wjy, Н/мм 5.11. Значения коэффициентов динамической нагрузки Klh и КЛ Степень точности изготовления передачи (ГОСТ 1643-81) Твердость поверхностей зубьев
при окружной скорости V, м/с
НВХ <350 или НВ<350
НВ{ >350 и нв2>т
НВ{ <350 или НВ<350
НВХ >350 и НВ2>350
НВ{ <350 или НВ<350
НВ{ >350 и НВ2>350
//£, <350 или НВ<350
НВ{ >350 и НВ2>350
Примечание. В числителе указаны значения для прямозубых колес, в знаменателе — для косозубых.
Модуль т, мм И'яу» W/ъ при степени точности изготовления передачи по нормам плавности (ГОСТ 1643—81) Свыше Свыше Расчетная удельная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации, Н/мм, Wtp= F,КА/ bw. Для расчетов зубчатых передач сельскохозяйственных машин с достаточной точностью можно использовать значения коэффициентов указанные в таблице 5.11. Если недогрузка передачи по контактным напряжениям выше 10 % или перегрузка более 5 %, то необходимо скорректировать ширину колес, меж-осевое расстояние или применить другой материал. Проверочный расчет на контактную прочность при перегрузках. В этом случае при действии максимальной на-грузки Т\тж ^//max —    (5.42) Наибольшее в течение заданного срока службы контактное напряжение определяют по формуле 11 max Н max (5.43)
т„ =К
где А'ятах — коэффициент нагрузки, определяемый при Гтах. т;
Допустимое предельное напряжение внртах принимают в зависимости от способа химико-термической обработки зубчатого колеса. Так, для зубчатых колес, подвергнутых нормализации, улучшению, объемной закалке, ®HPmax — 2,8ат; (5.44)
для зубьев, подвергнутых цементации или контурной закалке, aHPmax = 44HRC; (5.45) для азотированных зубьев стягах = 3 ЯК (5.46) Проектный расчет на выносливость зубьев при изгибе. В процессе этого расчета определяют размеры закрытых зубчатых передач, у которых твердость колес НВ> 350, и открытых зубчатых передач. Исходные данные для расчета: циклограмма нагружения; параметр Vbd=bw/dw 1 или межосевое расстояние aw; число зубьев шестерни zu Угол на_ клона зуба (3; коэффициент осевого перекрытия (ер > 1 или £р< 1); материал и твердость рабочих поверхностей зубьев. При предварительных расчетах параметр можно принимать по таблице 5.12. 5.12. Рекомендуемые значения \jrM= bw/dw\ \j/w при твердости рабочих поверхностей зубьев Расположение колеса относительно опор НВ2 < 350, или НВ\ < 350 и ЯВ2 < 350
НВХ > 350, НВ2 > 350
Симметричное    0,8...1,4 0,4...0,9 Несимметричное 0,6...1,2    0,3...0,6 Консольное    0,3...0,4 0,2...0,25 Примечания: 1. Большие значения для постоянных или близких к ним нагрузок; для жестких конструкций валов и опор. 2. Для шевронных передач при bWi равном сумме полушев-ронов, \\ibd можно увеличить в 1,3...1,4 раза. Число зубьев шестерни рекомендуется выбирать в пределах z\ = 17...25. Расчетное значение модуля при заданном параметре ybd определяют по формуле YFSt. (5.47) Z\ ^bdaFPl где Кт — расчетный коэффициент: для прямозубых передач Кт = 14; для косозубых при £р > 1 и шевронных передач Л^=11,2; для косозубых при £р<1 передач А^=12,5; ^—нагрузка на шестерню; — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии. Его принимают в зависимости от параметра \\fhd по графику (см. рис. 5.7); Ofp\ —допустимое напряжение изгиба; Yfs\ — коэффициент, учитывающий формулу зуба. Коэффициент Yps\ определяют по графику (рис. 5.9) в зависимости от числа зубьев эквивалентного колеса zy\ — Zi/cos3p. Для передач, выполненных без смещения исходного контура, с достаточной степенью точности значение YfS можно выбирать из следующих соотношений: Zv 16 17 20 25 30 40 50 60 80 100 Yfs 4,47 4,28 4,08 3,9 3,8 3,7 3,65 3,62 3,6 3,6 Силы, действующие в зацеплении цилиндрических передач. В прямозубой передаче (рис. 5.10, а) в зоне зацепления действует нормальная сила Fm которая направлена по линии зацепления NN. Эту силу раскладывают на составляющие: окружную силу Ft и радиальную -0,4*г-°’5 10 121416 20 25 30 40 50 60 80100150200 ~ Рис. 5.9. График для определения коэффициента }Vy 67 Рис. 5.10. Схемы сил, действующих в зацеплении цилиндрической передачи: а — прямозубой; б — косозубой; в — шевронной Fr. При заданном моменте Ft=2T/dw, Fr = Ft tg a. Для косозубой передачи (рис. 5.10, б) составляющие нормальной силы Fn\ окружная сила Ft = 2 T/d, осевая Fa =Ft tg (3 и радиальная Fr = Ft tg a/cos (3. В шевронной передаче (рис. 5.10, в) осевые силы Fa взаимно уравновешиваются и не передаются на валы и опоры. Проверочный расчет зубьев на выносливость при изгибе. Для предотвращения усталостного излома шестерни и колеса следует соблюдать условие oF<oFp,    (5.48) где ор— расчетное местное напряжение изгиба в опасном сечении; oFp — допустимое напряжение. Расчетное местное напряжение при изгибе определяют по формуле oF=£-KFYFSY^Ye. (5.49) Коэффициент нагрузки при изгибе KF= KAKFvKFpKFa. (5.50) Коэффициент YFS формы зуба выбирают в зависимости от числа зубьев эквивалентного колеса (см. с. 67). Коэффициент Крр, учитывающий распределение нагрузки по длине контактных линий при расчетах по напряжениям изгиба, определяют по графику (см. рис. 5.7) в зависимости от параметра Wbd= b\v/du твердости поверхностей зубьев и места установки колес относительно опор. Коэффициент Kft, учитывающий динамическую нагрузку, можно определить по таблице 5.11 или формуле KFw = \+WF,/WFtp. (5.51) Удельную окружную динамическую силу при изгибе принимают по таблице 5.10 или рассчитывают по выражению WFv =&FgoVy]aw/u » (5.52) где &F— коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля зубьев: для косозубых и шевронных передач 5/-= 0,06; для прямозубых передач с модификацией головки 0,11, для прямозубых передач без модификации головки = 0,16; ^ — коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса (см. табл. 5.9); v —окружная скорость, м/с. Удельную расчетную окружную силу при расчете на изгибную прочность определяют по формуле WFtp=KAFtF/b. (5.53) Коэффициент KFa учитывает распределение нагрузки между зубьями. Для расчета на выносливость при изгибе прямозубых передач можно принимать KFa = 1. Для косозубых и шевронных передач значения KFa выбирают в зависимости от степени точности изготовления передачи: Степень точности 6 7 8 9 KFa    0,72 0,81 0,91 1 При необходимости более точного расчета KFa следует воспользоваться рекомендациями ГОСТ 21354—87. Коэффициент, учитывающий наклон зуба, Гр=1~ерШ^°’7’ (5-54) Z^sinp* ,, где eg=——- — коэффициент осевого перекры-птп тия. Желательно проектировать передачу так, чтобы ер был близок или равен целому числу. Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев в прямозубых передачах, Y£= 1, в косозубых передачах — У£ = 0,2 + 0,8/(при ер < 1) или Уе = 1/еа (при Ер>1). Проверочный расчет на прочность по напряжениям изгиба при перегрузках. Прочность зубьев, необходимую для предотвращения остаточных деформаций, хрупкого излома или образования первичных трещин в поверхностном слое, определяют из условия ^/тпах — ®FPrпах 5 т. е. сопоставляя расчетное и допустимое напряжения изгиба в опасном сечении при максимальной нагрузке. Расчетное напряжение изгиба в опасном сечении _ __ 11 max Fmax F 5    (5.55) где /vmax — максимальная нагрузка; /^ — рабочая нагрузка. Ориентировочно можно принимать tf№max = 0,8aT при НВ< 350 и afAnax = ==0,6gt при НВ> 350 (здесь ат — предел текучести материала). 5.4. РАСЧЕТ ПЛАНЕТАРНЫХ ПЕРЕДАЧ Общие сведения. Планетарными называют многозвенные зубчатые механизмы, имеющие колеса с движущимися геометрическими осями. Подвижное звено, в котором закреплена подвижная ось сателлита, называют водилом. На схемах его обычно обозначают буквой h. Вращающееся относительно неподвижной оси колесо, с которым сцепляются сателлиты (q), называют центральным, или солнечным (а), а неподвижное центральное колесо — опорным, или корончатым (b). Существует множество различных схем планетарных механизмов, которые делят на три типа: дифференциальные с двумя степенями свободы (рис. 5.11, а), дифференциальные замыкающие (рис. 5.11, б... г) и простые планетарные (рис. 5.12). В дифференциальных передачах с двумя степенями свободы оба центральных колеса 1 и 3 (см. рис. 5.11, а) подвижны. Такие передачи применяют в механизмах поворота гусеничных тракторов, в приводах ведущих колес автомобиля и других механизмах. Если центральные колеса или одно из центральных колес и водило дифференциальной передачи замкнуть простой зубчатой передачей, то получим замыкающую дифференциальную передачу с одной степенью свободы (см. рис. 5.11, б...г). Такая схема позволяет получить большие передаточные отношения при малых габаритных размерах. Если в дифференциальной передаче одно из центральных колес сделать неподвижным, то получим простую планетарную передачу с одной степенью свободы (см. рис. 5.12). В такой передаче сателлит q имеет внешнее зацепление с центральным колесом а и внутреннее — с колесом Ь. При ведущем колесе а и неподвижном колесе b вращающий момент будет «сниматься» с вала водила h. Эту схему широко используют благодаря ее достаточно высокому КПД (л-0,98). На рисунке 5.13 изображена кинематическая схема двухступенчатого планетарного редуктора, образованного двумя последовательно соединенными простыми механизмами, что позволило увеличить передаточное отношение. Передачи со сдвоенными сателлитами <7,/(рис. 5.14) применяют в диапазоне передаточных чисел 9...20. У этих передач достаточно высокий КПД (г| =0,96), но конструкция более слож- Рис. 5.11. Дифференциальные передачи: а — с двумя степенями свободы; 6— замыкающая, в которой соединяются центральные колеса; в, г — замыкающие, в которых одно из центральных колес соединяется с водилом; 1, 3 — центральные колеса; 2 — сателлиты
Быстро- / ходный < вал Рис. 5.13. Кинематическая схема двухступенчатого планетарного редуктора. Условное обозначение: za, Чу zq — число зубьев соответственно солнечной шестерни, корончатого колеса и сателлитов


Рис. 5.12. Кинематическая схема простой планетарной передачи с ведущим солнечным колесом (я), план скоростей (б) и схема сил, действующих на сателлит (в)
Рис. 5.15. Кинематическая схема планетарной передачи с тремя центральными колесами (а), план скоростей (б) и схема сил в зацеплении (в)
м. ц. с.

Рис. 5.14. Кинематическая схема планетарной передачи с двухрядными сателлитами смещенного зацепления (а), план скоростей (б) и схема сил, действующих на сателлит (в)

на я. Однако при одинаковых передаточных числах и силовых параметрах масса редуктора, выполненного по такой схеме, меньше массы двухступенчатого редуктора, выполненного по схеме, представленной на рисунке 5.13. Планетарная передача с тремя центральными колесами (рис. 5.15), водило которой служит только для поддержания сателлитов, позволяет получить значительные передаточные числа одной ступенью. Такие передачи сложны в изготовлении, так как для них требуются колеса, валы и опоры высокой точности. Их КПД крайне низкий. Эти передачи применяют преимущественно в приборах. В трансмиссиях такой механизм рекомендуется проектировать только при кратковременной работе в диапазоне передаточных чисел 19...352. (5.57)
(5.59)
Кинематика планетарного механизма. Кинематические зависимости планетарного механизма можно установить из построения плана скоростей, в котором в виде векторов показаны мгновенные значения скоростей различных точек. Uqc
Для планетарного редуктора, выполненного по схеме на рисунке 5.12, мгновенный центр скоростей (м. ц. с.) лежит на начальной окружности заторможенного корончатого колеса b в точке контакта его с сателлитом q. Окружная скорость ведущей солнечной шестерни а при установившемся движении пропорциональна радиусу га\ Формулы
Va=CDara, где — угловая скорость солнечной шестерни. щ = 0; со„=(1 +р)щ; 2 р
Окружная скорость водила по осям сателлитов v/, = 0,5vfl = 0,5(o ага. Со сдвоенными сателлитами (см. рис. 5.14)
Угловая скорость водила Щ = Vh/r/, = 0,5ю arjrh. (5.56) С тремя центральными колесами (см. рис. 5.15)
Передаточное число механизма и = СОа/Юл = 2 rjrh. Радиус водила Ги = Га + гя. Используя эту формулу и выразив радиусы через число зубьев z шестерен (г — 0,5dw = 0,5ztn), получают передаточное число механизма от центральной шестерни а к водилу h при закрепленном корончатом колесе b: Ubah = 1+Zb/Za- Угловую скорость сателлита относительно неподвижной системы координат можно определить, исходя из вращения его относительно м.ц.с. Шд = ^и/Гд = 0,5шага/2гд. (5.58) Для передач со сдвоенными сателлитами (см. рис. 5.14) по аналогии с предыдущим примером передаточное число b _l+ZbZq Uah~i +- для передач с тремя центральными колесами (см. рис. 5.16) l + Zb/Zg 1 -{ZbZk/ZgZe) (5‘60^ В таблице 5.13 даны формулы для определения угловых скоростей звеньев рассматриваемых механизмов. 5.13. Формулы для определения угловых скоростей звеньев планетарных передач, Р = Zb/Za = «*.* Тип планетарной передачи Простая с одной степенью свободы (см. рис. 5.12) 0)9 -щ = 0)/- щ = щ = 0; 0)д = Ubac®c\ “    fj    5 CD* - 0>Л = CD* - 0>Л = -MhZb/Zq Принимая передаточное число в качестве исходной величины, кинематический расчет проектируемой планетарной передачи сводят к подбору числа зубьев колес. Число зубьев шестерни принимают из условия отсутствия подрезания: za> 17. В большинстве случаев ^,= 18. При корригировании колес ^ > 12. При подборе чисел зубьев необходимо соблюдать три условия: соосности, сборки и соседства. Условие соосности требует, чтобы геометрические оси центральных колес совпадали с осью вращения водила. Условие сборки предусматривает, чтобы зубья всех звеньев планетарной передачи входили в зацепление. Условие соседства предполагает, что сателлиты не должны касаться друг друга (рис. 5.16). При одинаковых модулях всех колес планетарной передачи эти условия будут иметь следующий вид. Для планетарного редуктора, выполняемого по схеме на рисунке 5.13: условие соосности Za +Zq = Zb-Zc,-, (5.61) условие сборки Za + Zb/nc = y;    (5.62) условие соседства (za+zg)sm—>Zg+2, (5.63) где пс — число сателлитов; у — целое число. Рис. 5.16. Условие соседства сателлитов планетарной передачи Для планетарного редуктора, выполняемого по схеме на рисунке 5.14: условие соосности Za + Zq = Zb-Zf, (5.64) условие сборки Za/nc = у; zb/nc = у; (5.65) условие соседства (za+Zq)sm—>(zg+2); (zb-zf)sm~->(zf+2). (5.66) Динамика планетарного механизма. Для определения силовых зависимостей в планетарном механизме используют условие равновесия сил, действующих на сателлит (см. рис. 5.12). Со стороны ведущей солнечной шестерни а на зубья сателлита действует окружное усилие Fta. Такое же по значению и направлению усилие Ftb действует на сателлит со стороны заторможенного корончатого колеса Ь. Из суммы проекций этих сил находим действующее на оси сателлитов усилие Fth = 2 F, Вращающие моменты на валу соответственно шестерни и водила Тх = Рх/щ\ Th = TxuUT\р, где Р\— мощность на валу шестерни, Вт; coi — угловая скорость вала шестерни, с-1; иХп — передаточное число; rip — КПД редуктора. Реактивный момент, действующий на закрепленное корончатое колесо и корпус редуктора, Tb = Th- Т{.    (5.67) Окружное усилие на сателлите Из-за погрешностей изготовления деталей механизма нагрузки неравномерно распределяются между сателлитами. Способы уменьшения этого явления рассмотрены ниже. Расчет планетарной передачи начинают с определения межосевого расстояния между шестерней и сателлитом из условия контактной выносливости: (5.68)
VHpUaqVbaKс где иaq = iq/zd* zq — число зубьев сателлита; za — число зубьев шестерни; — расчетное число сателлитов при одном плавающем центральном колесе: г£ = пс — 0,7. Полученное значение межосевого расстояния не требуется округлять по стандарту. в
Рис. 5.17. Конструкция сателлитов на опорах качения:
Затем определяют модуль зацепления, диаметры делительных окружностей и ширину зубчатых колес. Проверочный расчет на изгиб выполняют для зубьев сателлита по формуле n'czgbm2
gf=2 Yj
<gfp-
FS
(5.69)
а — радиальных шариковых подшипниках с осевой фиксацией пружинными кольцами; б— то же, с фиксацией пружинными кольцами и дистанционной втулкой; в — радиально-сферическом двухрядном подшипнике; г — одном шариковом и двух игольчатых подшипниках; д — с установкой подшипника в водиле
Особенности конструирования планетарных передач. Планетарные редукторы по конструктивному исполнению сложнее редукторов с обычными цилиндрическими передачами. Основные трудности при конструировании возникают из-за необходимости размещения в соосно расположенных колесах небольших размеров водила и сателлитов, вращающихся вокруг двух осей. На компоновку и размеры элементов редуктора, в частности сателлитов и водила, существенно влияют размеры подшипников. Толщина обода сателлита должна быть не менее 2,25т, а максимально допустимый наружный диаметр подшипника D<m(z— 7). Внутренний диаметр подшипника должен быть не менее диаметра оси сателлита, полученного из условия прочности. В редукторах, выполняемых по схеме на рисунке 5.12, наиболее часто в сателлит устанавливают два радиальных шариковых подшипника (рис. 5.17, а, б). Возможна установка сателлитов и на одном подшипнике (рис. 5.17, в). В этом случае применяют радиальные двухрядные сферические шариковые или роликовые подшипники, что способствует более равномерному распределению нагрузки по длине зуба. Если встроенные в сателлиты шариковые подшипники не обеспечивают необходимую долговечность, применяют роликовые или игольчатые подшипники, или подшипники скольжения. На рисунке 5.17, г представлена конструкция сателлита на игольчатых подшипниках. Шариковый подшипник, установленный между игольчатыми, обеспечивает осевую фиксацию сателлита. Чтобы предотвратить действие радиальной нагрузки на шариковый подшипник, в сателлите необходимо выполнить выточку. Подшипники сдвоенных сателлитов обычно устанавливают в расточках щек водила (рис. 5.17, д). В этом случае нагрузочная способность подшипников значительно выше, так как по отношению к действующей нагрузке вращаются внутренние, а не наружные кольца. Сдвоенные сателлиты должны иметь одинаковое относительное расположение зубьев. Рис. 5.18. Планетарный редуктор с плавающим корончатым колесом: ] — центральная шестерня; 2— сателлит; 3— корончатое колесо с внутренним зубчатым венцом; 4 —двойная зубчатая муфта Основные способы уменьшения неравномерности распределения нагрузки между сателлитами: повышение точности изготовления деталей, использование конструкции с «плавающими» колесами и водилами, изготовление колес и вкладышей подшипников скольжения сателлитов (если таковые применяют) из податливых (упругих) материалов и др. Рис. 5.19. Планетарный редуктор с двухрядными сателлитами и плавающим корончатым колесом:
На практике часто применяют передачи с плавающими центральными колесами. На рисунке 5.18 и 5.19 изображен редуктор с плавающим корончатым колесом, а на рисунке 5.20 —редуктор с плавающим солнечным колесом (шестерней). Положение шестерни на рисунке 5.20 в радиальном направлении определяется сателлитами 2, а в осевом: с одной стороны торцом штыря 7, с другой — зубчатой муфтой 4 с установленными в ней пружинными кольцами 3. Делительный диаметр зубчатой муфты 4 принимают равным диаметру делительной окружности шестерни d\. Наружный диаметр муфты dM>d\ + 6т, длина зацепления 6м = (0,2...0,ЗМ. 1 — центральная шестерня; 2— сателлит; 3— корончатое колесо; 4 — соединительная муфта
Зубчатая муфта, обеспечивающая самоустановку корончатого колеса, имеет узкий венец bM/dM ~ 0,03, что способствует равномерному распределению нагрузки по длине зуба. Поэтому эту муфту выполняют с прямыми образующими (рис. 5.21, а). Муфты, обеспечивающие самоустановку шестерни, целесообразно выполнять с бочкообразными зубьями (рис. 5.21, б). У таких муфт небольшой диаметр и значительная ширина венца, т. е. bu/du~ 0,2. Следовательно, нагрузка по длине зуба распределяется более равномерно. По аналогии со шлицевыми соединениями зубья проверяют по напряжениям смятия. При этом допустимые напряжения смятия определяют в зависимости от вида термообработки. Для сталей подвергаемых: улучшению (при НВ 280...320) [асм] = 37...46 МПа; закалке (до HRC 40...50) [асм] = 53... 67 МПа; термохимической обработке (до HRC 50...62) [ссм] = 100...120 МПа. Толщину обода муфты принимают в пределах 5 = (1...2)т. Для исключения осевых смещений муфту фиксируют пружинными кольцами. Чтобы предотвратить защемление деталей зацепления при перекосах, между кольцом и венцом муфты следует предусмотреть зазор Д = 2...5 мм. Рис. 5.20. Планетарный редуктор с плавающим солнечным колесом: 1 — штырь; 2 — сателлит; 3 — пружинное кольцо; 4 — зубчатая муфта
Водила одноступенчатых передач и последней ступени многоступенчатых часто выполняют заодно с ведомым валом (см. рис. 5.20), реже — раздельно. Водила первой и промежуточных ступеней многоступенчатых передач, когда не требуется самоустановки, выполняют заодно с солнечным колесом следующей ступени. При этом они могут быть литыми из стали или высокопрочного чугуна, сварными (рис. 5.22, а) или сборными (рис. 5.22, б). Последние позволяют упростить форму заготовки и механическую обработку. На рисунке 5.22, в изображено водило, выполненное заодно с выходным Рис. 5.21. Варианты исполнения зубьев соединительных муфт плавающих звеньев: а — с прямыми образующими; 6 — бочкообразной формы; dM — диаметр делительной окружности; ^ — наружный диаметр; Ьм — длина зуба; а?0 — диаметр сферы О
й
I
h" Б-Б Рис. 5.22. Конструкции водил: а — сварного; б— сборного; в — с консольным расположением сателлитов; г — с двумя опорами под оси сателлитов
валом, на конце которого нарезаны шлицы. Оси сателлитов расположены консольно и имеют внутреннюю резьбу для фиксации посредством стопорной шайбы внутреннего кольца подшипни
5.5. РАСЧЕТ КОНИЧЕСКИХ ПЕРЕДАЧ Общие сведения. Конические зубчатые передачи применяют в сельскохозяйственных машинах при необходимости передачи вращающего момента между валами, оси которых пересекаются. Угол между осями обычно равен 90°. Однако встречаются передачи с углом, отличным от 90°. Как уже отмечалось ранее, конические колеса выполняют с прямыми (см. рис. 5.1, е), тангенциальными (см. рис. 5.1, ж), круговыми (см. рис. 5.1, з) и другими криволинейными зубьями. По сравнению с цилиндрическими зубчатыми передачами конические имеют большую массу и габаритные размеры, дороже в изготовлении и требуют тщательной регулировки зацепления при монтаже и в процессе эксплуатации. Кроме того, в коническом зацеплении возникают осевые силы, дополнительно нагружающие подшипники. Нагрузочная способность конической прямозубой передачи приблизительно на 15% ниже цилиндрической. Область применения конических колес с прямыми зубьями ограничена окружной скоростью до 3 м/с. Колеса с косыми (тангенциальными) зубьями используют редко, так как они очень чувствительны к погрешностям изготовления и монтажа и трудоемки в изготовлении. При окружных скоростях более 3 м/с в основном применяют зубчатые колеса с круговыми зубьями. Они проще в изготовлении, менее
ка. С целью предотвращения проворачивания стопорной шайбы ось резьбового отверстия несколько смещена относительно оси сателлита. На рисунке 5.22, г показано водило, выполненное заодно с шестерней последующей ступени. В этом случае оси сателлитов имеют две опоры. Устанавливают оси в водиле с натягом. Корпуса планетарных передач изготовляют литыми из серого чугуна, алюминиевого сплава или стали. Особенности конструкции корпусов в значительной мере определяются компоновкой передач.
чувствительны к погрешностям изготовления и монтажа. Их зубья обладают высокой изгибной прочностью, а передачи с такими колесами — большой плавностью зацепления. Существенный недостаток передач с косыми и круговыми зубьями — возникающие в них осевые усилия при изменении направления вращения колес меняются по значению и направлению. Основные кинематические и геометрические параметры. В зависимости от размеров сечений по длине зубья конических колес выполняют трех форм (рис. 5.23). Осевую форму / применяют для конических передач с прямыми и тангенциальными (косыми) зубьями, а также для передач с круговыми зубьями при нормальном модуле тп = 2...2,5 мм, угле наклона линии зуба на среднем диаметре pw < 45° и общем числе зубьев = 20... 100. Для этой формы характерны нормально понижающиеся зубья и совпадение вершин делительного и внутреннего конусов. I    II    III
Рис. 5.23. Осевые формы зубьев конических зубча тых колес
Осевая форма II характеризуется равноширокими зубьями и несовпадением вершин делительного и внутреннего конусов. При такой форме ширина впадины постоянная, а толщина зуба по делительному конусу увеличивается пропорционально расстоянию от вершины. Это основная форма для колес с круговыми зубьями, так как позволяет обрабатывать одновременно обе поверхности зубьев. Осевой форме III присущи равновысокие зубья, так как образующие делительного и внутреннего конусов параллельны между собой. Такую форму применяют для круговых зубьев при Zz> 40 и средних конусных расстояниях от 75 до 750 мм. Для конических колес удобнее задавать и измерять размеры зубьев на внешнем торце. Так, в колесах с зубьями формы / задают внешний окружной модуль mtQ, значение которого может быть нестандартное. В конических колесах с зубьями формы //принято применять нормальный модуль тпт на середине ширины зубчатого венца. Для нарезания круговых зубьев используют немодульный инструмент, позволяющий обрабатывать зубья в некотором диапазоне модулей. Поэтому допускается использование передач с нестандартными и даже дробными модулями. Между модулями mte и mnm существует следующая зависимость: т‘е~~(l—Q,5Kbe)cos$m ’ (5-7°) где Kbe = b/Re — коэффициент относительной ширины колеса; b — ширина зубчатого венца; Re — внешнее конусное расстояние; $т — угол наклона линии зуба. При выборе следует помнить, что его увеличение улучшает плавность зацепления, но при этом возрастает осевое усилие в зацеплении и, как следствие, увеличиваются габаритные размеры подшипниковых узлов. Для трансмиссий обычно принимают Pm ~ 35°. При ведущей шестерне конические передачи выполняют, как правило, с передаточным отношением и <3,55. В передачах с круговыми зубьями предельное значение и< 10. Если шестерня ведомая, то передаточное отношение должно быть не более 3,15. Число зубьев шестерни обычно задают в пределах Z\ = 18...24. Минимальное число зубьев шестерни конических передач, при котором отсутствует подрезание зубьев, определяют по формулам: для прямозубых передач с исходным контуром по ГОСТ 13754—81 Zimin = 17cos5i; (5.71) для передач с круговыми зубьями при исходном контуре по ГОСТ 16202-81 Zimin = 17c0s5ic0s3(3w (5.72) где 5] — половина угла делительного конуса. НВ2 <350 значение z\, определенное по графику, увеличивают в 1,6 раза; при HRCi > 45 и НВ2 < 350 значение z\ увеличивают в 1,3 раза. Основные зависимости для определения геометрических параметров указаны в таблицах 5.14, 5.15, подробный расчет для прямозубых конических передач дан в ГОСТ 19624—74, а для колес с круговыми зубьями —в ГОСТ 19326-73. a
Рис. 5.24. Графики для определения чисел зубьев конической шестерни:
В конических передачах с и > 1, чтобы повысить сопротивление заеданию в зацеплении, шестерню рекомендуется выполнять с положительным смещени-ем Oci = 0 для прямозубых передач и Хп\ > 0 для передач с круговыми зубьями), а колесо с равным ему по абсолютной величине отрицательным смеще-нием (%2 = -Xi, или х„2 = -x„i). Значения %i и %п\ определяют по таблицам ГОСТ 19624-74, ГОСТ 19326-73 или формуле а — прямозубой; б— с круговыми зубьями
Учитывая особое значение выбора Zu Для конических передач разработаны следующие специальные рекомендации.
Xi=X„i=2
Для зубчатых передач с твердостью рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса HRC> 45 число зубьев шестерни рекомендуют выбирать по графикам на рисунке 5.24 в зависимости от внешнего делительного диаметра шестерни de\. При твердости НВ\< 350 и Для конических зацеплений с и > 2,5 применяют тангенциальную коррекцию, за счет которой увеличивается толщина зуба шестерни при соответственном уменьшении толщины зуба колеса, что приводит к выравниванию их прочности на изгиб. Коэффициент 5.14. Уравнения для определения основных параметров конических колес, а также передач со смещением = “Хг и прямыми, нормально понижающимися зубьями формы I (рис. 5.25, рис. 5.26) Z(5j + б2) = 90° (ГОСТ 19624—74) (цифра 1 в индексе относится к шестерне, цифра 2 — к колесу) Расчетные уравнения и рекомендации по выбору значения параметра Параметр
Внешний окружной модуль те Средний окружной модуль тт Углы делительных конусов 5Ь 62 Внешнее конусное расстояние Яе Ширина зубчатого венца bw Среднее конусное расстояние Rm Коэффициент радиального зазора с* Коэффициент высоты головки Угол профиля а Радиальный зазор с Коэффициент смещения Х\, Xi Внешняя высота головки зуба Иае Внешняя высота зуба Ие Значение рекомендуется округлять по стандарту, но допустимы и нестандартные значения Шщ Ме^т /R-e tg = 1 /и ПРИ U =Z2/Z\\ б2 = 90 - bw<0,3Re и bw< 10те Rm = Re-0,5bw с* = 0,2 me a = 20° с = 0,2 me Xi = -Xi, Xs = 0 Ke\ = (1 + Xi)™« hae2 = (1 + %г)те he = 2me + с Внешняя высота ножки зуба h/e Угол ножки зуба 0/ hfei = hae 1 + c*me tg Э/2 = hfe2/Re ®a2 = 0/1 Stf2 = $2 + 0^2 6/1 = 62 - 0/2 del = dm! = (1 - 0,5Khe)de2 daei ~ de2 + 2hae2cos 82
Параметр
Расчетные уравнения и рекомендации по выбору значения параметра
Угол головки зуба 0^ Угол конуса вершин 5^ Угол конуса впадин 5у Внешний делительный диаметр dQ Средний делительный диаметр dm Внешний диаметр вершин зубьев dae Базовое расстояние А Расстояние С от базовой плоскости до плоскости внешней окружности вершин зубьев Внешняя окружная толщина зуба se Число зубьев эквивалентного колеса Zvt Коэффициент торцового перекрытия Еа Постоянная хорда зуба (без модификации головки) sc hc\ =me
Высота зуба h до постоянной хорды hfe 1 = Ка + с*т( tg 0/1 = hfel/R{ 0^1 = 0/2 5д1 = 5j + Qal S/i = - 0/т de j = mezi dm\ ~ (1 ~' ^i^^be)de\ dae\ = de 1 + 2haei COS 5i По конструктивным соображениям Ci=Ai- 0,5dei ctg + hael sin 5j; C2 = ^2 - 0,5^2 Ctg 62 + haei sin 52 se] = (0,571 + 2%\ tg a + Xx)me\ se2 = nme - se\ Zvti = Z\/cos Si; zyt2 = £2/cos 62 ea = l,88-3,2fl+— sc] -me ^0,57icos2a+Xi sin2a j; ?c2 =me ^0,57icos2a+ x2 sin 2a j f \ 1 ——sin2a+%1cos2a 5.15. Уравнения для определения основных параметров конических колес и передач с круговыми зубьями формы II (цифра 1 в индексе относится к шестерне, цифра 2 — к колесу) Параметр
Расчетные уравнения Расчетный модуль, как правило, нормализуют по ГОСТ 9563-60** Средний нормальный модуль (расчетный) т„
mte =
(l —0,5Л^ )cosp h*~ 1 a = a„ = 20° с 0,25mnm 2 2 z, +z2
Внешний окружной модуль т1е Коэффициент высоты головки зуба Л* Угол профиля a Радиальный зазор с Число зубьев плоского колеса z^
Среднее конусное расстояние Rm (при заданном тпт) Номинальный диаметр зуборезной головки d0 Передаточное число и Углы делительных конусов 5j, §2 Ширина зубчатого венца bw Коэффициент смещения у шестерни Хп\ Коэффициент изменения толщины зуба шестерни %т1 Развод резцов зуборезной головки для чистовой обработки колеса (при заданном Поправка на высоту ножки зуба 5Л/ Расстояние от внешнего торца до расчетного сечения L ГОСТ 19326-73 “ = *i/Z\ tgSi =Z\/Zi, 82 = 90-8,; sin5! =cos82; cos5! =sinS2 Согласно ГОСТ 19326—73 bw<0,35Rm, или bw<Q,3Re] bw< 14/мш, или bw< 10mte ГОСТ 19326-73. При и > 1 и НВ\ - НВ2 < 100 рекомендуется %п2 = —%пХ ГОСТ 19326-73 (0,6609+xTi). Принимают ближайшее значение по ГОСТ 19326—73. Проверяют условие 0,06т„т > со2 - ш2 > -0,02тпт 8Лу =0,5 (шз -м2 jctga„=l, 37375 ^ю2 ~ш2 )■ Расчетные уравнения Параметр
Внешнее конусное расстояние Re Внешний окружной модуль т(е Высота ножки зуба в расчетном сечении hf Нормальная толщина зуба в расчетном сечении sn Сумма углов ножек шестерни и колеса 0/2, мин Угол ножки зуба 0у Угол головки зуба Qa Увеличение высоты головки зуба при переходе от расчетного сечения на внешний торец Дhaei Увеличение высоты ножки зуба при переходе от расчетного сечения на внешний торец Д/^ Уменьшение высоты головки зуба в расчетном сечении Ыга Высота головки зуба в расчетном сечении ha Внешняя высота головки зуба hae Внешняя высота ножки И/е Внешняя высота зуба Ие Угол конуса вершин &а Угол конуса впадин 5/ Средний делительный диаметр d Внешний делительный диаметр de Внешний диаметр вершин зубьев dae Расстояние от вершины конуса до плоскости внешней окружности вершин зубьев В Постоянная хорда sc Высота до постоянной хорды зуба hc Угол наклона линии зуба в середине ширины зубчатого венца на делительном ко-нусе ри Внешний угол наклона линии зуба на делительном конусе (у торца) z2
3 5    3 cos 5j cos    cos 52 cos
Число зубьев биэквивалентного колеса zv„ Коэффициент торцового перекрытия га Re ~ R,n + 4 mte = 2 Re/Zc h/l=(h*+c*-x„^mnm+&hf h/г =(h* +c *-xn2 )/^m +Щ = (0,5я + x„,2 tg a„ +    s„2 = nm„m - s„t в/х = К/sin p,„, где K=(c\- c2R,„)/zc ci = 10800 tg pm/tg a„; c2 = 2c, sinfijdo 0fll ~ 0fl2 ~ Значения коэффициентов Ka], Ka2 см. ГОСТ 19326-73 (с. 56, табл. 2) &hae\ — 4 tg 0^1) &hael ~ 4 tg 0я2 &hfe\ = U tg 0/1J bhfel = 4 tg 0/2 bha\ = (bw - 4)(tg 0/2 - tg 0ai); S/?a2 = (bw - 4)(tg 0/1 - tg Qa2) ha\ ~{^a ^jmnm ~~^ al5 ^al    ~%nl jmnm ~^a2 ^ae\ ~ ha\ ^hae\, hae2 — ha2 + &hae2 hfe 1 = hf\ + Ahfe\; hfe2 = hn + Дhfe2 he\ hae\ + hje\, he2 hae2 hfe2 501 = 5! + 0ol; §a2 = §2 + 0^2 5/i =5j - 0y]; Sy2 = S2 - 0/2 Z\mnrn. j _Z2mnm cosPm    cosPm ^el MfeZЬ de2 MteZ-l daej dei “b 2haeXcos 8j, dae2 de2 2hae2 cos 52 Bx = 0,5^2 ~ hae\ sin 5ь B2 = 0,5^ - 2/j^2 sin 52 5d = 0,883j„i; 5c2 = 0,883^2 = К\ ~ 0Д6075ль hc2 = ha2 - 0,16075,2 = 35° (преимущественно) тангенциального смещения (изменения расчетной толщины зуба исходного контура)
Рис. 5.25. Геометрические размеры конических колес: а — с прямыми зубьями; б— с косыми зубьями; в — с круговыми зубьями Рис. 5.26. Геометрические размеры конического зубчатого зацепления
Хт1 =-Хт2 = а +Ь(и-2,5), (5.74) где а, Ь — постоянные коэффициенты, характеризующие инструмент: а = 0,03, b = 0,08 для прямозубых передач; а - 0,11; Z? = 0,01 для передач с круговыми зубьями при $т~ 35°. rfe2 = 1650? 1^1
Тангенциальная коррекция не требует специального инструмента, ее выполняют разведением резцов, обрабатывающих противоположные стороны зубьев. Применение высотной коррекции в сочетании с тангенциальной позволяет одновременно уменьшить вероятность заедания зубьев и выравнить прочность зубьев шестерни и колеса. Проектный и проверочный расчеты конических передач на контактную выносливость. По критериям эти расчеты аналогичны расчетам цилиндрических передач, отличаясь лишь уточнением некоторых коэффициентов и определением внешнего делительного диаметра колеса вместо межосевого расстояния. Для прямозубых конических колес и колес с круговыми зубьями при (Зт = 35° и КЬе = 0,285 ориентировочное значение внешнего делительного диаметра de2, мм, можно определить по формуле где Т2 — расчетный вращающий момент на колесе, Нм; КНр — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца зубчатого колеса. Для конических передач Кнр можно определять по графикам (рис. 5.27) при Кье = 0,285; и — передаточное число, должно соответствовать одному из стандартных значений; ънр — допустимое контактное напряжение, МПа [см. формулу (5.4)]; v# — коэффициент вида зубьев: для конических передач с прямым зубом v# = 0,85; для передач с круговым зубом его определяют по формулам таблицы 5.16. Полученное значение dc2 округляют до стандартного, по которому выбирают ширину венцов колес (табл. 5.17). Затем определяют внешний делительный диаметр шестерни de{ = de2/u, и по графикам (см. рис. 5.24) определяют число зубьев шестерни z\ и число ЗУ- S. 16. Формулы для определения коэффициентов \hia\f Коэффициент Твердость рабочих поверхностей зубьев НВ\< 350, НВ2< 350 ЯЛС,> 45, НВ2 <350 ЯЛС,> 45, HRC2> 45 V// уя= 1,22 + 0,21 и уя= 1,13 + 0,131/ уя= 0,81 + 0,15w Vf Vf= 0,94 + 0,08w Vf= 0,85 + 0,043w vF= 0,65 + 0,1 \u 6. Детали машин 81
О 0,2 0,4 0,6 0,8 Vbd НВ< 350 или НВ) > 350; //fi2 ^ 3^0 О 0,2 0,4 0,6 0,8 Vbd НВ >350 HB> 350 1,5
1,0
fp 1,8 1,6 1,0
1,0
О 0,2 0,4 0,6 0,8 Vbd    0 0,2 0,4 0,6 0,8 Vbd Рис. 5.27. Графики для определения ориентировочных значений Кнр и для конических передач: 7 — передача /(опоры на шариковых подшипниках); 2— передача / (опоры на роликовых подшипниках); 3— передача II. Штрихпунктирные линии соответствуют коническим передачам с круговыми зубьями. Для этих передач при НВ2 < 350, а также при НВ{ < 350 и НВ2 < 350 следует принимать Кн$ = 1 бьев колеса ц = Z\u. Полученное число зубьев Z2 округляют до целого числа в ближайшую сторону и уточняют фактическое передаточное число: u=zi/z\. Отклонение расчетного значения и от заданного не должно превышать 4 %. С точностью до второго знака после запятой определяют внешний окружной модуль для колес: с прямыми зубьями me=de2/z2,    (5.76) с круговыми зубьями т,е = de2/z2. Все остальные геометрические размеры вычисляют по формулам, приведенным в таблицах 5.14 и 5.15. После определения геометрических параметров колес и передачи в целом их проверяют на контактную выносливость по формуле Параметры, входящие в эту формулу, определяют следующим образом: КНа по рисунку 5.8; Кщ по рисунку 5.28; КНу по таблице 5.11; vH по таблице 5.16. Коэффициент ZE, учитывающий механические свойства материала шестерни и колеса, для стали равен Номинальные значения внешнего делительного диаметра колеса dtV мм Ширина зубчатых венцов Ь, мм, при номинальных передаточных числах и
Примечание. Значения диаметра в скобках ограничены в применении.
*
оо
190 МПа. Коэффициент Z#, учитывающий форму сопряженных поверхностей, вычисляют по формуле (5.33). Для колес с прямыми зубьями можно принимать ZH=2,5, с круговыми зубьями (при Рт = 35°) ZH= 2,26. Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий: для прямозубых конических передач г£=л/4-еа/3; (5.78)
для конических передач с круговыми зубьями 2р =
0,95еа
Для колес с круговыми зубьями такой расчет не выполняют, так как в открытых передачах эти колеса не применяют. Проверочный расчет конических зубчатых передач на выносливость по напряжениям изгиба. Напряжение изгиба в зубе шестерни ^ vv FtmKFaKFpKfw . ^F\ FI е (5-7--°FP. (5.82) V fUwTTlnm Коэффициент Ypu учитывающий форму зуба шестерни, определяют по графику (см. рис. 5.10) в зависимости от числа зубьев эквивалентного колеса, которое вычисляют по формуле Коэффициент торцевого перекрытия зубьев га вычисляют по формуле m
Проектный расчет конических зубчатых передач на выносливость зубьев по напряжениям изгиба. Такой расчет выполняют для открытых передач, подверженных износу (передачи сельскохозяйственных машин). Сначала определяют модуль при предварительно принятых числе зубьев z\ и параметре tybd b/dm i. Рекомендуется \|/^= 0,3...0,6 при соблюдении условий: КЬе< 0,3; bw<\Qmte. Меньшие значения целесообразно принимать для неприрабатывающихся колес, когда НВ] > 350 и НВ2 > 350, а также при резко переменных нагрузках. Коэффициент ширины зубчатого венца относительно среднего диаметра шестерни можно также вычислить по формуле ш
be
Нормальный модуль в среднем сечении зубчатого венца определяют из условия изгибной выносливости: Окружная скорость, м/с
cos5| cos Р Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, для конических передач с прямыми зубьями принимают Уе = 1, а с круговыми зубьями определяют по формуле Y =—-— Е 0,95еа Коэффициент, учитывающий наклон линии зуба, для конических передач с прямыми зубьями принимают Ya = 1, с круговыми зубьями (при Рот = 35°) Ур = 1 — Рот/140° > 0,75. Окружная сила на среднем диаметре, Н, Ftm = 2 ' \03Ti/dmi. Коэффициент KFa учитывает распределение нагрузки между зубьями. Для конических передач с прямыми зубьями принимают KFa = 1, с круговыми зубьями его определяют по таблице 5.18 в за- s. 18. Значения Кд* для колес с круговыми зубьями KFa при степени точности изготовления колес тт- 14з|
(5.81)
1,2
25
1,35
1,38
1,4
1,12
где у — допустимый коэффициент износа: у = 1,1...1,25 в зависимости от требуемой точности передачи.
T\KF$YFfl 'VfVIlidZlGFP
Рис. 5.28. Силы, действующие в прямозубом коническом зацеплении
висимости от степени точности изготовления колес и окружной скорости, м/с, (5.83)
Коэффициент    учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, определяют по графикам (см. рис. 5.27), а коэффициент KFv, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении, — по таблице 5.11. При известном напряжении aF[ для зуба шестерни условие прочности для зуба колеса имеет вид Gpi -GF\ —-^<3Fp, (5.84)
FI
где Yfe2 — коэффициент, учитывающий форму зуба колеса. Его определяют по соотношениям, указанным на с. 67, или графику (см. рис. 5.9) в зависимости от числа зубьев эквивалентного колеса Zy2 = Zi!(cos 62Cos3pw) и коэффициента смещения %. Силы, действующие в зацеплении конических зубчатых передач. В прямозубой конической передаче силу нормального давления Fn можно разложить на две составляющие (рис. 5.28, а)\ окружную Ft и распорную которую, в свою очередь, раскладывают на осевую Fa и радиальную Fr силы. Из рисунка 5.28, б видно, что Fa\ = Ftm tg a sin 8[ = —Fr2; (5.85) Fri = Ftm tg a cos 5i = -Fa2, где Ftm = 2T\/dm\ — 2 T2/dm2 — окружная сила соответственно на шестерне иколесе (табл. 5.19); Т\, Т2 — вращающие моменты соответственно на шестерне и колесе. 5.19. Формулы для определения сил в зацеплении Ведущее зубчатое колесо Ведомое зубчатое колесо
Сила
Fm ~2T{/dm\ - 2Г2/dm2
Окружная Осевая Радиальная
cos 5
Fal=F,m
Fa\ ~Ftm
-±rgpm cos 5.
tga-
\
I _
Fr\ ~Ftm
+&Pm sin 8,
Frl=F,m
COSfi
/ sin8,    4 tg a--+tgf>m cos82 tg a-—±(gPmsin62 C0SP«
Примечания: 1. Верхние знаки в формулах даны для случая, когда направление вращения рассматриваемого зубчатого колеса (если смотреть на него со стороны вершины конуса) совпадает с направлением наклона зубьев, как показано на рисунке 5.29, а нижние знаки — при отсутствии такого совпадения. 2. Направление вращения по ходу часовой стрелки — правое, против хода часовой стрелки— левое. 3. Направления действия усилий Fa и /7. определяют по знакам (+ или -), получаемым в результате расчета и указанным на рисунке 5.29. Рис. 5.29. Силы, действующие в зацеплении кони ческих колес с круговым зубом В конических прямозубых передачах направления осевых и радиальных сил неизменные, а в конических передачах с круговыми зубьями они зависят от направлений наклона зубьев, вращения колес и силового потока (рис. 5.29). Направление линии зубьев целесообразно выбирать такое, при котором большее из осевых усилий сопряженных колес было бы направлено от вершины конуса. В противном случае в зацеплении возможно заклинивание. 5.6. ОСОБЕННОСТИ ПРОЕКТИРОВАНИЯ (РАСЧЕТА) ДВУХСТУПЕНЧАТЫХ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ И КОНИЧЕСКО-ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ РЕДУКТОРОВ Расчет двух- и многоступенчатых редукторов целесообразно начинать с определения размеров тихоходной ступени как наиболее нагруженной. При проектировании двухступенчатых цилиндрических редукторов со стандартными параметрами, выполненных по развернутой схеме (рис. 5.30), сначала определяют меж-осевое расстояние по формуле (5.22). Затем его округляют с учетом значений, указанных в таблице 5.20. Одновременно по этой же таблице можно принять межосевое расстояние быстроходной ступени. Тогда будет обеспечи- Рис. 5.30. Размеры цилиндрических редукторов, назначаемые из конструктивных соображений ваться смазывание зубчатых колес быстроходной ступени окунанием в масляную ванну. Колесо быстроходной пары будет погружаться в масляную ванну на меньшую глубину (примерно на высоту зуба), благодаря чему уменьшатся потери масла разбрызгиванием. Далее определяют все остальные геометрические параметры и проводят проверочный расчет по контактной и изгибной выносливости. При проектировании двухступенчатых соосных цилиндрических редукторов (рис. 5.31) межосевое расстояние быстроходной ступени принимают равным межосевому расстоянию тихоходной ступени: aw6 = aWT. Далее возможны два варианта расчета: 1) определяют все геометрические параметры и проводят проверочный Рис. 5.31. Особенности компоновки соосных двухступенчатых редукторов 5.20. Рекомендуемые значения межосевых расстояний, мм, в двухступенчатых несоосных редукторах с цилиндрическими зубчатыми колесами (ГОСТ 2185—66*) Ступень    я* Быстроходная 40 50 63 80 100 125 140 160 180 200 225 250 Тихоходная 63 80 100 125 160 200 225 250 280 315 355 400 d.
(5.87)
el
расчет тихоходной и быстроходной ступеней по контактной и изгибной выносливости. При значительной недогрузке изменяют геометрические параметры передач или выбирают другой материал для зубчатых колес; 2) принимают одинаковый материал для изготовления зубчатых колес быстроходной и тихоходной ступеней. В этом случае расчет можно свести к определению минимально возможной ширины колес быстроходной ступени из условия контактной выносливости bw>[Ka(u+1)]3—--яр 2- (5.86) u{oHpaw) Все величины в этой формуле имеют тот же физический смысл, что и в формулах параграфа 5.3. При определении bw следует помнить, что в любом случае для косозубой передачи должно выполняться условие (5.28). В двухступенчатых коническо-цилиндрических редукторах для обеспечения смазывания зубчатых зацеплений окунанием колес в масляную ванну рекомендуется выбирать значение de2 в пределах соотношения
где d2т — делительный диаметр колеса тихоходной ступени. В этом случае должно обеспечиваться окунание колеса конической ступени на всю длину зуба. По таблице 5.17 de2 округляют до стандартного значения и одновременно принимают рекомендуемую ширину b венцов колес. После определения всех геометрических параметров конической передачи проводят ее проверочный расчет на контактную и изгибную выносливость.
2 5 З'"6
V
5.7. ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА ЗУБЧАТЫХ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ И КОНИЧЕСКИХ РЕДУКТОРОВ Особенности эскизной компоновки цилиндрических редукторов. После определения межосевых расстояний, диаметров и ширины колес выполняют эскизную компоновку редукторов. Первый этап эскизной компоновки проводят с целью получения необходимых расчетных схем валов, определения реакций опор, расчета валов и подбора подшипников. Эскизную компоновку начинают с выбора масштаба (желательно 1:1), исходя из возможности размещения хотя бы одной проекции на листе формата А1 (594x841 мм). Далее наносят осевые линии валов и изображают положение колес в горизонтальной и вертикальной проекциях. Дополнительные размеры, неопределяемые расчетом, назначают из конструктивных соображений (см. рис. 5.31). Минимальный зазор х между внутренней стенкой корпуса, наружными и торцевыми поверхностями зубчатых передач определяют в зависимости от наибольшего расстояния L между деталями передач или толщины 5 стенки корпуса: x=^Z+4, или х=(1,1...1,2)5. (5.88) Толщина стенки корпуса 5 = 0,025^+ 1>6мм, (5.89) где ат — межосевое расстояние тихоходной ступени. Расстояние между торцевыми поверхностями зубчатых колес двухсту-
Условие равнопрочное™ зубьев колес быстроходной и тихоходной ступеней можно обеспечить подбором соответствующего материала.
пенчатого редуктора, выполненного по схеме, изображенной на рисунке 5.30, *i = (0,3...0,5)x (5.90) Если длина ступиц зубчатых колес /ст > b, то зазор х отмеряют от торца ступиц. Если на быстроходном валу наружный диаметр шестерни меньше наружного диаметра подшипника, то внутренняя поверхность корпуса должна находиться на расстоянии х от отверстия D в корпусе под подшипники. Для двухступенчатого соосного редуктора (см. рис. 5.31) расстояние / между торцевыми поверхностями шестерни быстроходной ступени и колеса тихоходной ступени необходимо принимать с учетом расположения подшипниковых опор быстроходного и тихоходного валов 1 = Зх+В{ + В2, (5.91) где В\, В2 — ширина подшипников соответственно быстроходного и тихоходного валов.
Расстояние между дном корпуса и поверхностью колес (см. рис. 5.30) для любых редукторов должно быть х2 > Ах. В последующем этот размер уточняют и при необходимости изменяют в большую сторону в зависимости от требуемого количества заливаемого в редуктор масла. Далее принимают предварительные значения диаметров различных участков валов (рис. 5.32). На первом этапе эскизной компоновки предпочтительно сначала определить диаметр выходного конца быстроходного вала. Этот диаметр не должен существенно отличаться от диаметра вала электродвигателя, поскольку при большой их разности усложняется соединение валов муфтой. Диаметр выходного конца быстроходного вала назначают в пределах d\ = (0,8...1,2)*/эл, (5.92) где d3Jl — диаметр вала электродвигателя. Предпочтительно принимать d\ — d3Jl. Момент с вала на муфту или другую какую-либо деталь передается через шпоночное или шлицевое соединение. Призматическую шпонку после ее посадки в паз вала вынимать крайне нежелательно, поэтому диаметр последующего участка вала назначают таким, чтобы подшипник свободно проходил через конец вала с заранее посаженной шпонкой. Следовательно, dn\ — d\ + 2,1с, (5.93) где с — размер выступающей части шпонки. В случае применения шлицевого конца вала или сегментной шпонки dn\ = (l,05...1,01)flfj. (5.94) Размер dni округляют до стандартного значения из ряда чисел для подшипников качения. Шестерни обычно выполняют заодно с валом, поэтому следующий участок вала должен иметь диаметр d2 = dn 2 + 2 h,    (5.95) где h ~ 1,5г— высота заплечика для упора подшипника; г—размер фаски подшипников (определяют по выбранному подшипнику). При эскизном проектировании размер фаски внутреннего кольца подшипника можно принимать в зависимости от внутреннего диаметра подшипника dn, т. е. r~Q,06du.    (5.96) Для улучшения работы зацепления первой ступени передачи — обеспечения оптимального распределения нагрузки в зацеплении — быстроходный вал должен иметь достаточную жесткость. Для повышения жесткости диаметр вала d2 должен быть лишь немного меньше (не более чем на один модуль) внутреннего диаметра шестерни, т. е. d2 = dj\ — т.    (5.97) Для промежуточного вала диаметр dK2 под колесом также целесообразно принимать близким внутреннему диаметру шестерни dfy dK2 = df3-(L..2)m. (5.98) С целью обеспечения необходимой жесткости тихоходного вала диаметр d под колесо предпочтительно назначать в зависимости от межосевого расстояния тихоходной ступени в пределах dK4 = (0,3...0,4)я34. (5.99) Диаметры промежуточного и тихоходного валов в местах установки подшипников можно принимать на 5...7 мм меньше диаметров валов в местах посадки колес. На валах единичного и мелкосерийного производства предусматривают буртики (заплечики) для осевой фиксации зубчатых колес, которые обычно назначают в следующих пределах: 4 = (1,07...1,1)4; /б = (0,07...0,1К. После предварительного определения диаметров валов назначают тип подшипников и определяют их места установки. Валы цилиндрических прямозубых и косозубых колес редукторов рекомендуется устанавливать на шариковые радиальные подшипники. На первом этапе эскизной компоновки следует назначать подшипники легкой серии. Если в последующих расчетах грузоподъемность подшипника окажется недостаточной, то выбирают подшипники средней серии. Плавающие валы шевронных передач рекомендуется устанавливать на радиальные подшипники с короткими цилиндрическими роликами. В сельскохозяйственном и общем машиностроении обычно используют подшипники класса точности 0. Подшипники более высокой точности применяют для опор валов, работающих при особо высоких частотах вращения (центрифуги очистки масла, сепараторы молока и др.). Следует помнить, что применение подшипников более высокого класса точности ведет к существенному повышению стоимости изделия. Перед размещением подшипников необходимо решить вопрос об их смазывании. При достаточно большой скорости вращения зубчатых колес возможно смазывание разбрызгиванием. При небольшой скорости вращения зубчатых колес не происходит смазывания подшипников. В этом случае принимают раздельную систему смазывания зубчатых колес и подшипников. Для подшипников используют консистентную смазку. С целью предотвращения вытекания разжиженной (за счет нагрева редуктора) консистентной смазки из подшипникового узла на валах устанавливают мазеудерживающие кольца. В этом случае подшипник должен входить в корпус на величину Л, определяемую толщиной мазеудерживающего кольца (А = 8...12 мм). Если подшипники будут смазываться разбрызгиванием масла в картере редуктора, то их следует располагать сразу от внутренней стенки корпуса (Л=1...2мм). С учетом выбранных подшипников и схем их установки вычерчивают габаритные размеры подшипниковых узлов, начиная с самых больших узлов (на тихоходном валу) или более сложных (фиксирующая опора в виде двух радиальноупорных подшипников). При вычерчивании подшипниковых узлов соседних валов следует помнить, что для возможности размещения между гнездами под подшипники стяжного болта для крепления крышки к корпусу расстояние между осями валов должно быть не менее минимального ят1п = 0,5(Z)nl + Dnl) + (1.8...2К, (5.101) где Dnj, Dn2 — наружные диаметры подшипников; — диаметр стяжного болта. Диаметр стяжных болтов возле подшипников можно приблизительно определить по зависимости d6 =^/27^Г >10мм. Остальные болты крепления можно принимать на размер меньше, но не менее 10 мм. Вычерчивая подшипники всех валов, целесообразно их наружные торцы располагать в одной плоскости. Далее с учетом ширины подшипников и размера буртов крышек определяют размер гнезд подшипников. Прочертив валы, установленные на них детали, подшипниковые узлы и уплотнения, элементы корпуса и крышки, переходят к конструированию консольных концов валов и устанавливаемых на них деталей. На первом этапе эскизной компоновки для построения расчетных схем валов ориентировочно можно принимать (см. рис. 5.32): длину промежуточного участка тихоходного вала lKT=l,2dn, быстроходного вала /кб=1,4^п; длину посадочного конца тихоходного вала /мт=1,5^/3, быстроходного вала /мб = 1,5^. По результатам предварительной компоновки строят расчетные схемы валов и определяют реакции в опорах. При этом валы рассматривают как двухопорные балки, нагруженные силами в зацеплении. Расстояния между точками приложения сил и опорами принимают из эскизной компоновки. Перечисленные ранее размеры окончательно определяют после конструирования крышек подшипников, выбора типа уплотнения и конструирования корпусной детали. Особенности эскизной компоновки конических редукторов. Изображение конической зубчатой передачи (рис. 5.33) начинают с нанесения двух взаимно перпендикулярных линий. От точки О пересечения этих линий откладывают по осям: вверх и вниз — отрезки ОА, равные 0,5db а вправо и влево — Рис. 5.33. Эскизная компоновка конической зубчатой передачи OB, равные 0,5d2. Через точки А проводят горизонтальные линии, а через точки В — вертикальные линии до взаимного пересечения в точке С. Точки С соединяют с точкой О линиями, которые представляют собой образующие делительных конусов шестерни и колеса. В точках С к образующим делительных конусов восстанавливают перпендикуляры, на которых откладывают высоту головки зуба ha = mte (здесь mte — внешний окружной модуль) и высоту ножки hf=l,2mte. Концы отложенных отрезков соединяют с точкой О линиями, которые представляют собой образующие конусов вершин и впадин зубьев. Вдоль образующих делительных конусов от точек С по направлению к точке О откладывают ширину зуба b и проводят границу зуба. Толщину обода шестерни и колеса назначают одинаковой: 50 = 2,5mte + 2 мм. Корпус редуктора предпочтительно выполнять симметричным относительно оси ведущего вала. Расстояние х определяют по аналогии с предыдущим примером. Размеры тихоходного вала следует определять, начиная с выбора диаметра под колесо. С целью обеспечения необходимой жесткости этот размер рекомендуется принимать в пределах dK = (0,4...0,5)/?^ где Re — конусное расстояние. Остальные размеры вала назначают по аналогии с тихоходным валом цилиндрического редуктора.
При проектировании вала-шестерни быстроходной конической передачи с целью уменьшения консольной части вала первый подшипник необходимо располагать как можно ближе к шестерне. Для этого задают минимальные размеры упорного буртика: 0,5mtp и 0,4mte (рис. 5.34). Для опор валов конических зубчатых передач необходимо использовать роликовые радиально-упорные подшипники, а при высокой частоте вращения (п > 1500 мин-1) — шариковые радиально-упорные подшипники предварительно также легкой серии. Выбор радиально-упорных подшипников для конических передач обусловлен тем, что для надежной работы зацепления конической пары требуется жесткая фиксация колеса и шестерни в осевом направлении. Шариковые радиальные подшипники имеют малую осевую жесткость. Диаметры отдельных участков вала-шестерни (см. рис. 5.34) можно ориентировочно определить по соотношениям d>8%JT^, или (0,8..Л,2)4>л; d\ = d + 21\ dn > d2; rf6.n = dn + 3r, где Тб — вращающий момент на быстроходном валу, Н • м; d2 = dx + (2...4) мм — диаметр резьбы; г—размер фаски подшипника. Кроме того, из условия обеспечения необходимой жесткости подшипникового узла dn>l,3a\ следует принимать большее из двух значений расстояния а2: а2 ~ 2,5ах или а2 ~ 0,6/. Параметры а, Г и С для построения конических роликовых подшипников принимают по выбранным подшипникам. При эскизной компоновке длину промежуточной части быстроходного вала конической передачи можно принимать: /кб = 0,8Jn, а длину посадочного конца вала /м б такой же, как и в цилиндрическом редукторе. 5.8. ПРИМЕРЫ РАСЧЕТА ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ Пример 1. Рассчитать закрытую цилиндрическую передачу с косыми зубьями для привода от электродвигателя с частотой вращения Я]=970мин-1 к конвейеру, у которого частота вращения приводного вала п2 = 240 мин-1 и вращающий момент Т2 = 700 Н ■ м. Допустимое отклонение частоты вращения вала конвейера ±5 %, нагрузка спокойная. ресурс работы передачи Lh= Ю^ч с вероятностью обеспечения заданного ресурса Pt= 0,9. 1.    Определяем передаточное число передачи и = п\/п2 = 970/240 = 4,04. По ГОСТ 2185—66 принимаем ближайшее значение ы = 4. 2.    Вычисляем фактическую частоту вращения вала конвейера П2 =щ /и=970/4 =242,5мин-1. Отклонение фактической частоты вращения от заданной в техническом задании А=^^-100%=242,5~-2-°-100=1,04%, п2    240 что допустимо. 3.    Выбираем материалы зубчатых колес и определяем допустимые напряжения. По таблице 5.1 для изготовления шестерни назначаем сталь 50 (термообработка-улучшение), НВ 228...255; ов = 700... 800 МПа, от = 550МПа; для колеса — сталь 40 (термообработка — улучшение), НВ 192...228; ав = 686 МПа, ат = 392 МПа. Для определения допустимых контактных напряжений принимаем коэффициент запаса прочности SHmm =1,1 (см. с. 58), а предел контактной выносливости зубьев а#11тб, соответствующий базовому числу циклов напряжений, рассчитываем по формуле (см. табл. 5.2): для материала колеса аянш Ь2 = 2НВр2 + 70 = 2 • 202 + 70 = = 474 МПа; для материала шестерни аянm ь\ = 2//#Р1 + 70 = 2 • 236 + 70 = = 542 МПа. Расчетная твердость материала колеса при заданной вероятности обеспечения ресурса работы [см. формулу (5.9)] НВр2 = НВср2 - /а2 = 210 - 1,28 • 6 - 202. Среднее значение твердости материала колеса [см. формулу (5.10)] НВср2 = 0,5(ЯДШ1Х2 + HBmin2) = = 0,5(228+ 192) = 210. Среднее квадратическое отклонение разброса значений твердости материала колеса [см. формулу (5.11)] 02 “ (НВШах2 — НВт[п2)/6 — = (228 — 192)/6 = 6. Коэффициент риска 1,28 принимаем по приложению 4 в зависимости от значения функции Лапласа [см. формулу (5.12)] Ф(/) = 0,5 — /(бр) = 0,5 — 0,1 = 0,4, где Р( бр) = 1 — Р, = 1 - 0,9 = 0,1 — вероятность разрушения зубьев; Pt = 0,9 — заданная вероятность ресурса работы. Аналогично для материала шестерни получаем НВрХ = tftfcpi ~ toi = = 241,5 — 1,28 • 4,5 = 236; HBC pi = 0,5 (Я5тах1 + HBminl) = = 0,5(255 + 228) = 241,5; (^^maxl ffBmin\)/6 = (255 - 228)/6 = 4,5. Расчетное число циклов при постоянном режиме нагружения определяем по формуле (5.7): для колеса NK2 =60n^cLh =60-242, 5-М04=1,46-108; для шестерни Nxi = 60n\cLh = 60 • 970 • 1-104 = = 5,82- 108. Базовое число циклов напряжений определяем по графику (см. рис. 5.5) в зависимости от твердости материала: для колеса Nmm2 = 1 • 107 млн циклов; для шестерни Nmm, = 1,4 • 107 млн циклов. При расчете по контактной выносливости коэффициент долговечности Zn определяем по графику (см. рис. 5.3) в зависимости от отношения NrfNahb. Для колеса при Nn/Nmm2 = = 1,44 • 108/( 1 • 107) = 14,6 получаем Zm = = 0,85; для шестерни при NKi/Nmml = = 5,82-108/(1,4-107) = 41,57 имеем Zm = 0,82. Допустимые контактные напряжения вычисляем по формуле (5.4): для колеса и вычисляем предел выносливости зубьев при изгибе: для колеса =1,75ЯД2 =1,75-202=353,5 МПа, для шестерни o°Fiimbi =1,75НВ{ =1,75-236=413 МПа. При расчете по изгибной выносливости коэффициент долговечности Уд определяем по формуле (5.16). Поскольку для стальных колес Nfnm = = 4 • 106, то для колеса YN2 =ы-г <1; для шестерни Ym = 6^ g <1. С учетом рекомендаций к условию (5.17) принимаем Ym = Ym = 1. При одностороннем приложении нагрузки Ya = 1 (см. с. 60). Зная все составляющие формулы (5.21), вычисляем допустимые напряжения изгиба колеса ■1 1-208 МПа; ■0,85=366 МПа; }Н min
для шестерни у. _542 -~z-—гг
•0,82-404 МПа. °НР\
С учетом рекомендаций параграфа 5.2 определяем расчетное допустимое контактное напряжение [см. формулу (5.13)] Wbau2°2HP
анр = 0,45 (cHpi + аНР2) = = 0,45 • (404 + 366) = 346,5 МПа. Поскольку это значение меньше ®нр2> то в качестве расчетного принимаем минимальное значение, т. е. оНР = ~ GffPmin ~~ 366 МПа. Далее определяем допустимые напряжения изгиба по формуле (5.21). Для этого по таблице 5.3 принимаем коэффициент запаса прочности SF= 1,7 шестерни ® Н lim/>2 7 __ 474 аНР2 =—-ZN2 -~£Y
Ст,л=—-1-1=243 МПа. 4. Определяем геометрические параметры заданной цилиндрической передачи. Межосевое расстояние передачи вычисляем по формуле (5.22): aw=Ka(u+l) з| = 430-(4+1)-з1 70(?-1,1 , =206,4 мм. ‘'0,4-4-366 Полученное значение aw округляем до ближайшего значения по ГОСТ 2185—66*, принимая aw= 200 мм. Необходимая ширина зубчатого венца bw = aw\\fba = 200 • 0,4 = 80 мм. Полученное значение уточняем по ГОСТ 6636-69. Нормальный модуль зубчатых колес выбираем в пределах w„ = (0,01...0,02)tfw = = (0,01...0,02) • 200 = 2...4 мм. По ГОСТ 9563—60 (см. § 5.3) назначаем тп = 2,5 мм. Принимаем угол наклона зубьев (3 = 14° и проверяем условие, обеспечивающее минимум двухпарное зацепление [см. формулу (5.28)]: 215m!L=1^5 = " sinp 0,242 Для рассматриваемого примера bw = 80 мм, что существенно больше 25,82. Следовательно, условие (5.28) выполняется. Суммарное число зубьев [см. формулу (5.24)] Диаметры вершин da и впадин ^-шестерни и колеса: da\ = dw\ + 2тп = 80 -ь 2 * 2,5 = 85 мм; dai = dw2 + 2т„ = 320 + 2 ■ 2,5 = 325 мм; dj\ ~ dw\ — 2,5тп — = 80 - 2,5 ■ 2,5 = 73,75 мм; dfi dw 2 2,5/т?Л = 320-2,5-2,5 = 313,75 мм. 5. Выполняем проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям. Сначала находим контактное напряжение без учета дополнительных нагрузок [см. формулу (5.32)]: ghq~ZeZhZz 2a)Vcos(3 2-200-0,97
Zj. —
т„
Принимаем = 155. С целью сохранения межосевого расстояния и модуля корректируем угол наклона зубьев, используя формулу (5.25): cosp=M^=!^=0,96875, 2 aw 2-200 откуда р= 14,36153°, или р = 14°2Г42". Число зубьев шестерни и колеса =31;
Z2 = Zx~ Z\ — 155 — 31 = 124. Диаметры делительных окружностей d зубчатых колес, которые при отсутствии угловой коррекции равны начальным диаметрам dw\ dwX =^L= 2’5'31 =80 мм; 1 cosp 0,96875 m„z2 _ 2,5-124 cosP 0,96875 =320 мм.
dw 2 =
=190-2,46-0,767 4375'(4+1) =331,4 МПа. J 80-80-4 Коэффициенты, входящие в эту формулу, определяем по выражениям соответственно (5.34), (5.36), (5.37): ZH= 2,5 Vcosp = 2,5 Vo,96875 = 2,46; —=J—=0,767; Окружная сила F,= 2 T2/dw2 -= 2 • 700/0,32 = 4375 Н. Коэффициент нагрузки [см. формулу (5.38)]    Км = КАКщКНуКИа = 1 • 1,05 • 1,065х х 1,08 = 1,2. Входящие в это выражение коэффициенты: Кл = 1 (см. табл. 5.4); Лш=1,05 (см. рис. 5.7 при \sfbd K/dw\ = 80/80 = 1 и выполнении передачи по схеме 6); КНч — 1 + W'W Wtp = = 1 + 3,22/54,69 = 1,06 [см. формулу Проверяем межосевое расстояние: = 0,5 (dwl + dw2) = 0,5(80 + 320) = = 200 мм. ~&н£оУу1аw /и - = 0,02-5,6-4,067200/4=3,22 Н/мм; 8я= 0,02 (см. табл. 5.8); go — 5,6 (см. табл. 5.9); ndxnx 3,14-80-970. . v=—-—y= -,—4,06 м/с. 60-103 60-103 Wtp = KAFJbw = 1 • 4375/80 = = 54,69 H/мм; KHa = 1,08 (см. рис. 5.8). Контактное напряжение с учетом всех дополнительных нагрузок ая =331,4^/12 =363МПа, что меньше допустимого напряжения снр = 388 МПа. Степень недогрузки передачи по контактным напряжениям .100=366-363 0 82 ОНР    366 что допустимо. 6. Выполняем проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба. Сначала определяем число зубьев эквивалентного колеса: еР=-
шестерни Zvi = Zi/cos3 Р = 31/0,968753 =34; колеса zV2= Vcos3 (3 = 124/0,968753 = 136. Затем по графику рисунка 5.9 или таблице 5.14 принимаем коэффициенты профиля зуба: шестерни 7^ = 38; колеса Уш = 3,6. Определяем наиболее слабый элемент, исходя из следующих соотношений: Qfpi/Yfsi = 243/3,8 = 63,9; а/иЛЪя = 208/3,6 = 57,8. В данном случае наиболее слабый элемент — это зубья колеса. Напряжение изгиба [см. формулу oF=TZ-KFYFSYpYE = -1,284-3,6-0,697-0,59=41,58 МПа.
Входящий в эту формулу коэффициент нагрузки вычисляем по выражению (5.50): KF = КАК[уК[^КГа = 1 • 1,176 • 1,2 • 0,91 = = 1,284. По формулам (5.51)...(5.53): Кл = 1 + Wfr/Wn = 1 + 9,65/54,69 = И'Л =^Fg^Ow/u = = 0,06-5,6-4,06-7200/4 =9,65 Н/мм; WFt = FtKA/bw = 4375 • 1/80 = = 54,69 Н/мм. Коэффициенты: Кт = 1,2 (см. рис. 5.7); KFa = 0,91 (см. с. 69); v 1 Pi 0^14,36153° Л /в=1-ев-5-=1-2,53—--=0,697 р р120° 120° [см. формулу (5.55)], A, smp 80-0,24804 УЕ=—=—=0,59. еа 1,7 7. Определяем силы, действующие в зацеплении: окружные Ft\ = —Fa = 2 T-Jd^n = = 2-700/(320- 10*) = 4375 Н; радиальные Fr\ = -Frl = F, tg a/cos p = = 4375 • 0,364/0,96875 = 1644 H; осевые Fax = - Fal =FM = 4375 -0,248 = Пример 2. Рассчитать открытую прямозубую цилиндрическую передачу привода лопастного вала смесителя кормов (см. рис. 1.2). Исходные данные для расчета: вращающий момент на валу зубчатого колеса открытой передачи Ti — 26,5 кН ■ м, частота вращения вала пв = 3,7 мин-1. Привод состоит из электродвигателя (РйВ = 11 кВт, лдв = = 1460 мин-1), ременной передачи (Ирем = 2), редуктора ЦЦН («пед = 36) и открытой зубчатой передачи. Ресурс работы открытой передачи Lh = 20 000 ч. 1. Определяем передаточное число открытой зубчатой передачи. Общее передаточное число привода колеса
из п> или и0 = пйв/пв = = 1460/3,7 = 394,6.
"о УремМрел
2-36
п
дв
-20,3 мин
°fp 1
378
1-1=223 МПа.
aFP2
1Л/ЧЗ
т=К„ з|
<1;
2.    Выбираем материалы для изготовления зубчатых колес. По рекомендациям таблицы 5.1 принимаем для шестерни улучшенную сталь 45 (НВ 241... 285), для колеса также улучшенную сталь 45 (НВ 192...240). Расчетная твердость шестерни НВ{ = = 0,5 (НВтШ + НВтйх\) = 0,5(241 + + 285) = 263; колеса НВ2 = 0,5(HBmin2 + + НВтйх2) = 0,5(192 + 240) = 216. 3.    Определяем допустимые напряжения изгиба [см. формулу (5.21)]. Для выбранного материала и с учетом рекомендаций таблицы 5.3 предел выносливости зубьев: шестерни OfiimM =1,75-263=460,25 МПа; колеса олйпи=1,75-216=378 МПа. Коэффициент запаса прочности SF = 1,7 (см. табл. 5.4). Коэффициент долговечности при изгибе определяем по формуле (5.16) при qF= 6 и NF\[m = 4 • 106. Расчетное число циклов напряжений [см. формулу (5.7)]: для шестерни N}п = 60n{cLh = 60 • 20,25 • 1 • 20 000 = = 24,4 • 106 млн циклов; для колеса (п2 = пв = 3,7 мин-1) Nn = 60 n2clh = 60-3,7-1-20 000 = = 4,4 • 106 млн циклов. Итак, коэффициент долговечности: шестерни
Передаточное число зубчатой пере-дачи ы3.п = ы0/(мремыред) = 394,6/(2 • 36) = = 5,48. Принимаем ызп = 5,5. Частота вращения вала шестерни открытой пе
Ун ,=бР^=б|
редачи п{=-
^рем ^ред
410е
-1
NKX у (24,4-10 )
.. 507-1,4-3,98 .. = 143-ip-2—-— =11 мм. 222-0,4-271 Для открытой передачи Кт= 14. Число зубьев шестерни z\ — 17...25. Принимаем z\ = 22. Число зубьев колеса z2 - Z\u3.n = 22 • 5,5 = 121. Коэффициент формы зуба YpS определяем по числу зубьев (см. с. 67): Yps\ = 3,98; Yps2 = = 3,6. Параметр \|/w определяем по таблице 5.12: для консольного расположения колес \|/f,rf=0,4. Коэффициент Кр$ определяем по графику (см. рис. 5.7): K/f = 1,4. Момент на шестерне Т\ = Т2/{щицзи) = = 26 500/(5,5 • 0,95) = 507 Н • м. Коэффициент полезного действия открытой зубчатой передачи ть п = 0,95. Уточняя полученное значение модуля по ГОСТ 9563—60 (см. с. 62), принимаем m = 10 мм. Диаметры делительных окружностей: шестерни dw\ = mz\ — 10 • 22 = = 220 мм; колеса dw2 = mz2 — 10 • 121 = = 1210 мм. Межосевое расстояние передачи aw=Q,5{dwX + d^ = 0,5(220 +1210) = 715 мм. Ширина зубчатого венца bw = =
С учетом рекомендаций к условию (5.17) принимаем Ут = Ут~^- Поскольку приложение нагрузки одностороннее, то YA = 1 (см. с. 60). Допустимые напряжения изгиба: шестерни = °Я1т*1 ynxYa =j^^-M=271 МПа; Sf    1,7 колеса
SF ~"*'л 1,7 4. Определяем основные геометрические параметры передачи. Модуль передачи [см. формулу (5.47)]
0Flim*2 v v --г-iN2*A-
2    *ЛУ1 Z\ VbdaFPl
YГ О] —
Т\К
= 0,4 • 220 = 88 мм. По ГОСТ 6636-69 принимаем bw = 90 мм. 5. Выполняем проверочный расчет передачи по напряжениям изгиба. Поскольку передача прямозубая цилиндрическая, то расчет ведем по формуле (5.49), предварительно определяя составляющие ее величины. Окружная сила F, = 2 T2/dw2 = = 2 - 26 500- 103/1210 = 43 802 Н. Коэффициент нагрузки [см. формулу (5.50)] Кр = К^КраКруКра — 1 • 1,4 х х 1,11 • 1 = 1,55. Здесь КА= 1; Крр = 1,4 (см. рис. 5.8); Кра=\; =1,11 (см. табл. 5.11) при окружной скорости колес _nd2n2 _3,14-1210-3,7 =0,24м/с.
60000
По таблице 5.7 назначаем степень точности передачи 9. Коэффициент формы зуба шестерни Ypsi = 3,98, колеса YFS2 = 3,6 (см. с. 67). Определяем напряжения изгиба для наиболее слабого элемента по отношению а рр/ YFS: для шестерни Qfpi/Yfsi = 271/3,98 = 68,1; для колеса Qfpi/Yfsi = 223/3,6 = 61,9. Итак, наиболее слабый элемент — колесо. Поэтому напряжения изгиба рассчитываем для колеса: КFKFvYFS2 - aF2 —
90-10
•1,4-1,11-3,6=272,ЗМПа, что больше допустимого значения. Степень перегрузки зубчатой передачи д= арр-ор^,100=223-272^3 ш=22% о рр    223 Поскольку полученная степень перегрузки превышает 5 %, что недопустимо, корректируем ширину зубчатого венца колес: Принимаем ^=100мм. Вычисляем параметр у ы = b„ / dwl =110/220=0,5, что допустимо. Диаметры окружностей вершин зубьев: шестерни dai = dwi + 2т = 220 + + 2 • 10 = 240 мм; колеса da2 = dw2 + 2т = + 1210 + 2-10= 1230 мм. Диаметры окружностей впадин зубьев: шестерни df\ = dw\ — 2,5т = 220 — —    2,5 • 10 = 195 мм; колеса df2 = dw2 — -    2,5т = 1210 - 2,5 • 10 = 1185 мм. 6. Определяем силы, действующие в зацеплении: окружные F, \ = —F, 2 — 43 802 Н (см. п. 5); радиальные Fr i = —Fr 2 - Ft tg a = 43 802 x x 0,364 = 15 944 H (при угле зацепления a = 20°). Пример 3. Рассчитать зубчатую передачу одноступенчатого конического редуктора. Исходные данные для расчета: вращающий момент на тихоходном валу редуктора 72= 120Н-м, частота вращения быстроходного вала редуктора п j = 950 мин-1, п2 = 301 мин-1, передаточное число редуктора и— 3,15, нагрузка постоянная, ресурс работы передачи Lh= 15 000 ч. 1. Выбираем материалы зубчатых колес и определяем допустимые напряжения. По таблице 5.1 назначаем для изготовления шестерни сталь 40Х, после термического упрочнения — улучшения (НВ 260...280), ав = 950МПа, ат = 700 МПа; для колеса ту же сталь 40Х после улучшения, но твердостью на 15 единиц ниже (НВ 230...260), св = 850 МПа, ат = 550 МПа. Допустимые контактные напряжения определяем по формуле (5.4). Предел контактной выносливости зубьев, соответствующий базовому числу циклов (см. табл. 5.2): для шестерни a# lim bx = 2НВ\ + 70 = = 2 • 270 + 70 = 610 МПа; для колеса omim Ь2 = 2 НВ2 + 70 = = 2 • 245 + 70 = 560 МПа; при расчетной твердости НВ\ 0,5(НВт\п\ + НВта%\) = 0,5(260 + 280) = 270; НВ2 = 0,5 (HBmin2 + НВтах2) = 0,5(230 + + 260) = 245. Для однородной структуры материала iS^min=l,l (см. с. 58). Коэффициент к=
90=109,9мм.
223
Орр2
к
ry    , долговечности ZN =61——— определя
ла
7. Детали машин 97
•0,82=454,7МПа;
1,1
S.
для колеса °HlimblzN2 =^?-0,88=448МПа.
о
1,1
v=-
С учетом рекомендаций параграфа 5.2 определяем расчетное допустимое контактное напряжение анр = 0,45(g///>i + ohpi) = = 0,45 • (454,7 + 448) = 406,2 МПа. Это значение меньше а^дшп, поэтому согласно условию (5.13) принимаем оНр ~ °нртт = 448 МПа. Допустимое напряжение изгиба определяем по формуле (5.21). Предел выносливости при изгибе, соответствующий базовому числу циклов (см. табл. 5.3): для шестерни ®Л!т4, =1,75ЯЯ, =1,75-270 =472,5МПа; для колеса о
ем графически. Для этого сначала по рисунку 5.4 находим для шестерни W«imi = 20 • Ю6, для колеса Nmim2 = = 15 • 106. Затем вычисляем расчетное число циклов напряжений при постоянном режиме нагружения [см. формулу (5.6)]: для шестерни NK\ = 60mcLh = 60 • 950 1*15 ООО = =8,55 • 10^ млн циклов; для колеса Nn = 60nycLh = 60 ■ 302 1*15 000 -~ 2,72 • 10е млн циклов.
Здесь п2 = щ/и =950/3,15 = 302 мин-1. Коэффициент долговечности определяем по графику (см. рис. 5.3) в зависимости от отношения Nx/NHlim: для шестерни при NKl/NH liml = = 8,55 • 108/(20 • 106) - 42,75 получаем ZN1 = 0,82; для колеса при Njq/Nh lim2 = = 2,72 • 108/(15 • 106) ~ 18 находим Zm = = 0,89. Допустимые контактные напряжения: для шестерни
<iim^ = IJ5HB2 =1,75-245=428,75МПа.
_®H\imb\ гу _610 °НР 1 -ZvVl “
’Нтт
Н min
HP 2
Ут =$Nf llm / N к\ =^4-106 /(8,55-108)<1; для колеса Yn2    /Ккг =^4-106/(2,7М08)<1. Принимаем Ym = 1, Ym — 1. При одностороннем приложении нагрузки Ya = 1 (см. с. 60). Допустимые напряжения изгиба: для шестерни ту v 472,5 1 л п«0 ж лгт °fpi =-YN{Ya = -1-1=278 МПа.
d,2=16»    =1650др--1;05'15 = \ анрун V 448 0,85 = 218,6 мм. Коэффициент Кщ = 1,05 (см. рис. 5.27); коэффициент вида зубьев = 0,85. По ГОСТ 2742-86 (см. табл. 5.19) принимаем de2 = 225 мм, ширину зубчатого веща bw = 34 мм. Окружная скорость ко- nde2n2 3,14-225-301 - , -    = 3,54 м/с.
для колеса ®F\imb2 w v 428,75 . 1 a FP1 =—у-YN2У Л =—■• 1 • 1 = = 252,2 МПа. 2. Определяем основные геометрические параметры зубчатой передачи. Внешний делительный диаметр колеса [см. формулу (5.75)] при коэффициенте КЬе = 0,285
60 103 60000 При таком значении скорости допускается применение прямозубых колес. По рекомендациям параграфа 5.5 число зубьев шестерни должно быть Z\ = 18...24. Принимаем z\ = 20; число зубьев колеса z2 — Z\u= 20 • 3,15 = 63. Внешний окружной модуль зубча-
Коэффициент запаса прочности при изгибе SF= 1,7 (см. табл. 5.3). Коэффициент долговечности при изгибе [см. формулу (5.16)] с учетом NFVim = 4- 106 (для стали): для шестерни
лес
1.7
аНР ~°н
100=
•100=10,9%,
Аа=
=29.
FI
еа-1,88—3,2
=1,88-3,2
тых колес те = de2/z2 = 225/63 = 3,57 мм. Полученное значение проверяем по условию: те > bj 10 = 3,4. Условие выполняется. В противном случае следует уменьшить число зубьев колес (см. рис. 5.24). Значение модуля может быть нестандартным. По формулам, приведенным в таблице 5.14, определяем внешнее конусное расстояние Re =0,5 те Jz}+Z22= 0,5 • 3,57 ^2046?= = 117,985 мм и углы делительных конусов: tg 8] = 1/и = 1/3,15 = 0,31746=» 5, = = 17°36'; 52 = 90°- 17°36' = 72°24'. Внешний делительный диаметр шестерни de\ = mez\ = 3,57 ■ 20 = 71,4 мм. Среднее конусное расстояние Rm = Re — -0,5by, = 117,985 - 0,5 • 34 = 100,985 мм. Коэффициент относительной ширины колеса КЬе = bw/Re = 34/117,985 = 0,288. Средние делительные диаметры: колеса dm2 = (1 - 0,5 Kbe) • de2 = (1 - 0,5 х х 0,288)225 = 192,6 мм; шестерни dmi = (1 - 0,5 КЬе) • del = = (1 - 0,5-0,288)71,4 = 61,12 мм. Средний окружной модуль т = = meRJRe = 3,57 • 100,985/1 17,985 = = 3,06 мм. 3. Выполняем проверочный расчет передачи на контактную выносливость [см. формулу (5.82)]. Значения коэффициентов, входящих в эту формулу, принимаем по рекомендациям параграфа 5.5: для прямозубой передачи ZH= 2,5; ZE= 190 МПа; Ze. =V(4 е« )/3=7(4—1,669)/3 = 0,88, коэффициент торцевого перекрытия
<<< Предыдущая страница  1  2  3  4  5  6  7  8  9    Следующая страница >>>


1 A B C D E F G H I J K L M N O P Q R S T U V W X Y Z 
А Б В Г Д Е Ж З И К Л М Н О П Р С Т У Ф Х Ц Ч Ш Щ Э Ю Я