Конструктивная характеристика и анализ нагрузочной способности конического зубчатого редуктора
Цель и задачи работы – изучение конструкции типовых конических зубчатых редукторов, определение и анализ их кинематических, геометрических и силовых параметров.
1 Порядок выполнения работы
1.1 Знакомство с конструкциями конических редукторов
Ознакомление с основными элементами классификации и конструкций редукторов производится по натуре, атласам и справочникам:
1) Корпусные детали: основание, крышка, люки; способы соединения их друг с другом, а также редуктора с рамой (диаметры отверстий для болтов, их расположение и расстояние между осями).
2) Детали зубчатого зацепления: шестерни, колеса, валы, шпоночные и шлицевые соединения.
3) Подшипники валов, крышки и уплотнения. Способы регулировки подшипниковых узлов.
4) Смазка редуктора: способ заливки, слива и контроль уровня масла; способ смазки зацепления и подшипников. Устройство отдушин.
5) Приспособления для подъема редукторов при транспортировке и монтаже: рым-болты, проушины, захваты.
Дать краткую характеристику данного редуктора, пользуясь основными элементами классификации; проанализировать преимущества и недостатки данной схемы в сравнении с другими.
Начертить кинематическую схему редуктора с указанием чисел зубьев колес и частот вращения валов.
1.2 Определение и расчет кинематических и геометрических параметров одной ступени редуктора (по указанию преподавателя)
|
|
|
Определить замером с помощью штангенциркуля и линейки параметры зубчатых колес (см. таблицу 1 и рисунок 1).
Таблица 1 – Замеренные геометрические параметры конических зубчатых колес
| Наименование параметра | Обозначение | Величина |
| Число зубьев шестерни | 
| |
| Внешний диаметр вершин зубьев шестерни, мм | 
| |
| Длина зуба шестерни, мм | 
| |
| Внешняя высота зуба шестерни, мм | 
| |
| Число зубьев колеса | 
| |
| Длина зуба колеса, мм | 
| |
| Внешняя высота зуба колеса, мм | 
| |
| Внешний диаметр вершин зубьев колеса, мм | 
|
Рисунок 1 – Геометрия конических зубчатых колес
Определить расчетами геометрические параметры конических колес с точностью до сотых.
1.2.1 Определение внешнего окружного модуля:
,мм (1.1)
где 
– внешний делительный диаметр, принимается по ГОСТ 12289-76 из ряда: 50;(56); 63; (71); 80; (90); 100; (112); 125; (140); 160; (180); 200; (225); 250; 280; 315; 355; 400; 450; 500.
Примечания: Внешний делительный диаметр колеса принимается как ближайшее меньшее число из ряда к замеренному внешнему диаметру вершин зубьев колеса .
Значение модуля вычислять с точностью до сотых.
|
|
|
1.2.2 Определение передаточного отношения рассматриваемой зубчатой пары (вычисляется с точностью до десятых):
, (1.2)
1.2.3 Определение углов делительных конусов (вычисляется с точностью до сотых):
– для колеса:
, (1.3)
– для шестерни:
, (1.4)
1.2.4 Определение внешней высоты зуба:
, (1.5)
Полученное значение сравнить с замеренными и 
.
1.2.5 Определение внешнего делительного диаметра шестерни:
, (1.6)
1.2.6 Определение внешнего конусного расстояния:
, (1.7)
1.2.7 Определение среднего конусного расстояния:
, (1.8)
1.2.8 Определение среднего окружного модуля:
, (1.9)
1.2.9 Определение среднего делительного диаметра:
– для шестерни:
, (1.10)
– для колеса:
, (1.11)
|
|
|
1.2.10 Определение внешнего диаметра вершин зубьев:
– для шестерни:
, (1.12)
– для колеса:
, (1.13)
Полученные данные сравнить с замеренными.
1.3 Определение нагрузочных параметров редуктора и усилий в зацеплении
1.3.1 Исходные данные:
а) частота вращения ведущего вала: n1=970об/мин;
б) передача реверсивная или нереверсивная (принимает студент);
в) материалы шестерни и колеса, термообработка задаются в следующих сочетаниях:
1-й вариант:
шестерня – сталь 40ХН, улучшенная, НВ 270,
колесо – сталь 40ХН, нормализованная, НВ 240.
2-й вариант:
шестерня – сталь 40Х, нормализованная НВ 240,
колесо – сталь 50, нормализованная, НВ 210.
3-й вариант:
шестерня – сталь 45, нормализованная НВ 220;
колесо – сталь 40, нормализованная НВ 190.
4-й вариант:
шестерня – сталь 40ХН, закалка, HRC 54,
колесо – сталь 40ХН, закалка HRC 50.
1.3.2 Определение допускаемых контактных напряжений для шестерни 
и колеса 
(работ длительная NHE > NHO – эквивалентное число циклов перемены напряжений больше базового) по формуле:
,МПа (1.14)
где 
– предел контактной выносливости поверхностей зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, определяется для шестерни и колеса по формуле:
|
|
|
– при твердости 
:
,МПа (1.15)
– при твердости 
> 
:
,МПа (1.16)
– коэффициент безопасности, принимается 
(при ) и 
(при > );
– коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев, принимается 
(при 
);
– коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагрузки передачи (в рамках данной лабораторной работы принимается 
).
Для конических колес в качестве расчетного допускаемого напряжения 
принимают меньшее (обычно по колесу).
1.3.3 Определение допустимого крутящего момента на ведомом валу (для четырех вариантов в зависимости от значения допускаемых контактных напряжений):
,Н.м (1.17)
где 
– коэффициент нагрузки, определяется по формуле:
, (1.18)
где 
– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями, зависит от окружной скорости и степени точности колеса.
Определяется окружная скорость по формуле:
,м/с (1.19)
В зависимости от окружной скорости колес назначается необходимая степень точности передачи по таблице 2.
Таблица 2 – Ориентировочные рекомендации по выбору степени точности передачи для конических зубчатых колес
| Степень точности | Окружная скорость | Область применения | |
| Прямозубых колес, до | Косозубых колес, до | ||
| 7-я (точные передачи) | 8 | 12,5 | Передачи, работающие с повышенными скоростями и умеренными нагрузками, или наоборот |
| 8-я (передачи средней точности) | 5 | 8 | Передачи общего машиностроения, не требующие особой точности |
| 9-я (передачи пониженной точности) | 2 | 3,5 | Тихоходные передачи с пониженными требованиями к точности |
, м/с
Определяется значение коэффициента по таблице 3.
Таблица 3– Значения коэффициента
| Степень точности | Окружная скорость | ||||
| до 1 | 5 | 10 | 15 | 20 | |
| 6 | 1 | 1,02 | 1,03 | 1,04 | 1,05 |
| 7 | 1,02 | 1,05 | 1,07 | 1,10 | 1,12 |
| 8 | 1,06 | 1,09 | 1,13 | –– | –– |
| 9 | 1,1 | 1,16 | –– | –– | –– |
| Примечание.Для прямозубых колес | |||||
– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, зависит от твердости материала, расположению колес относительно опор, коэффициента 
и определяется по таблице 4.
Таблица 4 – Значения коэффициента
|
| Твердость поверхности зубьев | |||||
| НВ< 350 | НВ > 350 | |||||
| I | II | III | I | II | III | |
| 1 | 2 | 3 | 4 | 5 | 6 | 7 |
| 0,4 0,6 0,8 1,0 1,2 1,4 1,6 1,8 2,0 | 1,15 1,24 1,30 –– –– –– –– –– –– | 1,04 1,06 1,08 1,11 1,15 1,18 1,22 1,25 1,30 | 1,0 1,02 1,03 1,04 1,05 1,07 1,09 1,11 1,14 | 1,33 1,50 –– –– –– –– –– –– –– | 1,08 1,14 1,21 1,29 1,36 –– –– –– –– | 1,02 1,04 1,06 1,09 1,12 1,16 1,21 –– –– |
| Примечание. Данные, приведенные в столбце I, относятся к передачам с консольным расположением зубчатого колеса; II – к передачам с несимметричным расположением колес по отношению к опорам; III – к передачам с симметричным расположением. | ||||||
– динамический коэффициент, (зависит от окружной скорости), в рамках данной лабораторной работы принимается 
.
1.3.4 Построить график зависимости:
, (1.20)
Для этого полученные значения крутящих моментов на валу колеса 
и допускаемые контактные напряжения 
по вариантам заносятся в таблицу 5.
Таблица 5 – Параметры для построения графика
| Параметры | Значения по вариантам | |||
| 1 | 2 | 3 | 4 | |
| Крутящий момент на валу колеса , Н∙м
| ||||
| Допускаемое контактное напряжение , МПа
| ||||
1.3.5 Определение мощности, которую может передать коническая передача
,кВт (1.21)
где 
– угловая скорость колеса, определяется по формуле:
,рад/с (1.22)
где 
– частота вращения ведомого вала (вала колеса), определяется по формуле:
,об/мин (1.23)
1.3.6 Определение сил, действующих в зацеплении зубьев рассматриваемой передачи:
– окружная сила:
, (1.24)
– радиальная сила для шестерни, равная осевой для колеса:
, (1.25)
– осевая для шестерни, равная радиальной для колеса:
, (1.26)
1.3.7 Определение допускаемых напряжения на выносливость зубьев при изгибе (определяется для шестерни и колеса):
,МПа (1.27)
где 
– предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений:
– при твердости , определяется оп формуле:
,МПа (1.28)
– при твердости > , принимается 
МПа (меньшее значение принимается для колеса, большее – для шестерни);
- коэффициент безопасности, определяется по формуле:
, (1.29)
где 
– коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материалов: при изготовлении зубчатых колес из углеродистых и легированных сталей нормализованных или улучшенных 
, при использовании закаленных материалов 
(в рамках данной лабораторной работы материал и вид термообработки определяются вариантом студента);
– коэффициент, учитывающий способ получения заготовки: для поковок и штамповок 
, для проката 
, для литых заготовок 
(в рамках данной работы студент сам выбирает способ получения заготовки);
– (реверсивный) коэффициент, учитывающий реверсивность работы передачи (студент сам выбирает реверсивность передачи): 
(при нереверсивной передачи), 
(при реверсивной передачи и ), 
(при реверсивной передачи и > );
- коэффициент долговечности, учитывающий срок службы и режим нагрузки передачи, в рамках данной лабораторной работы принимается 
.
– коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности зубьев: для шлифования и зубофрезерования при шероховатости не ниже принимается 
, для полирования при нормализации и улучшении 
(в рамках данной лабораторной работы принять ).
1.3.8 Проверка прочности зубьев на выносливость при изгибе
Сравнительная оценка прочности зубьев на изгиб осуществляется по формуле:
, (1.30)
где 
– коэффициент нагрузки, определяется по формуле:
, (1.31)
где 
– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба (коэффициент концентрации нагрузки), зависит от коэффициента 
, твердости рабочих поверхностей зубьев, расположению зубчатых колес относительно опор и определяется по таблице 6.
Таблица 6 – Значения коэффициента
|
| Твердость поверхности зубьев | |||||
|
|
| |||||
| I | II | III | I | II | III | |
| 0,2 0,4 0,6 0,8 1,0 1,2 1,4 1,6 1,8 | 1,00 1,03 1,05 1,08 1,10 1,13 1,19 1,25 1,32 | 1,04 1,07 1,12 1,17 1,23 1,30 1,38 1,45 1,53 | 1,18 1,37 1,62 –– –– –– –– –– –– | 1,03 1,07 1,09 1,13 1,20 1,30 1,40 –– –– | 1,05 1,10 1,18 1,28 1,40 1,53 –– –– –– | 1,20 1,45 1,72 –– –– –– –– –– –– |
| Примечание. Данные, приведенные в столбце I, относятся к передачам с консольным расположением зубчатого колеса; II – к передачам с несимметричным расположением колес по отношению к опорам; III – к передачам с симметричным расположением. | ||||||
– коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки (коэффициент динамичности), зависит от степени точности колес, твердости рабочих поверхностей зубьев, окружной скорости и определяется по таблице 7.
Таблица 7 – Значения коэффициента
| Степень точности | Твердость рабочих поверхностей зубьев | Окружная скорость | |||
| до 3 | 3…8 | 8…12,5 | |||
| 6 7 8 | 
| 1/1 1/1 1,15/1 1,15/1 1,25/1,1 1,2/1,1 | 1,2/1 1,15/1 1,35/1 1,25/1 1,45/1,3 1,35/1,2 | 1,3/1,1 1,25/1 1,45/1,2 1,35/1,1 – /1,4 – /1,3 | |
| Примечание. В числителе указаны значения | |||||
– опытный коэффициент, учитывающий понижение нагрузочной способности конической прямозубой передачи по сравнению с цилиндрической;
– коэффициент формы зуба (определяется для обоих колес), зависящий от эквивалентного числа зубьев 
:
– для шестерни:
, (1.32)
– для колеса:
, (1.33)
Полученные значения округляют до большего целого числа.
Значение коэффициента для колес, нарезанных без смешения определяется по таблице 8.
Таблица 8 – Значения коэффициента
| 17 | 20 | 25 | 30 | 40 | 50 | 60 | 80 | 100 | 150 |
|
| 4,25 | 4,06 | 3,90 | 3,80 | 3,70 | 3,65 | 3,63 | 3,60 | 3,60 | 3,60 |
Рассчитывать на изгиб по формуле (1.30) следует зубья того колеса, для которого отношение 
будет меньше. Находится отношение для шестерни 
и сравнивается с отношением колеса 
.
2 Порядок выполнения работы
1) Вычерчивается схема редуктора с указанием чисел зубьев, передаточных отношений по ступеням и частот вращения валов.
2) Приводится краткое описание редуктора.
3) Рассчитываются основные кинематические и геометрические параметры заданной передачи. Данные свести в таблицу со сравнительным анализом расчетных и замерных параметров.
4) Определяются допускаемые контактные напряжения при длительной работе передачи для четырех вариантов.
5) Рассчитывается допустимый крутящий момент на ведомом валу из условия контактной прочности для 4-х вариантов.
6) Определяется мощность, передаваемая рассматриваемой ступенью редуктора для 4-х вариантов.
7) Определяются усилия в передаче для 4-х вариантов.
8) Определяются допускаемые напряжения при расчете на изгиб для 4-х вариантов.
9) Производится проверка прочности зубьев на выносливость при изгибе.
10) Изображается на схеме передачи направление окружных, радиальных и осевых усилий.
11) Строится график зависимости Т2Н=f(бHP) по четырем расчетным параметрам.
12) Вычерчивается рабочий чертеж детали по заданию преподавателя.
3 Контрольные вопросы
1) Механические передачи.
2) Передачи зацеплением.
3) Редуктор, его назначение.
4) Достоинства и недостатки зубчатых передач.
5) Классификация зубчатых передач по форме колес.
6) Классификация зубчатых колес по виду зубьев.
7) Применение прямозубых зубчатых колес.
8) Применение косозубых зубчатых колес.
9) Применение зубчатых колес с криволинейными зубьями.
10) Виды повреждений зубчатых колес.
11) Передаточное число зубчатой пары.
12) Основные геометрические параметры конических зубчатых колес.
13) Эквивалентные колеса.
14) Силы в зацеплении конических зубчатых передач.
ЛАБОРАТОРНАЯ РАБОТА №3
Дата добавления: 2018-05-12; просмотров: 450; Мы поможем в написании вашей работы! |
Мы поможем в написании ваших работ!