Межцентровые расстояния редуктора
Название параметра | Значение параметра | |||
Частота вращения двигателя, с–1 | 304,7 | 150,8 | 101,0 | 75,9 |
Быстроходная ступень аб, мм | ||||
Тихоходная ступень ат, мм | ||||
а = аб + ат, мм |
Приближенно определим массу G:
– для двухступенчатых цилиндрических редукторов:
G = 0,65( + ) – 70 (кг), если 150 < + < 300 (мм);
G = 1,3( + )– 270 (кг), если 300 < + < 540 (мм);
G = 3,6( + ) – 1500 (кг), если 540 < + < 1000 (мм);
– коническо-илиндрических и соосных редукторов:
G = 186 (кг), если = 200 (мм);
G = 390 (кг), если = 250 (мм);
G = 470 (кг), если = 300 (мм);
G = 1000 (кг), если = 400 (мм);
G = 1500 (кг), если = 500 (мм).
После того как будет определена масса электродвигателей (см. табл. П1) определить массу привода.
Таблица 7
Масса привода
wд, с–1 | Масса, кг | ||
двигателя | редуктора | привода | |
304,7 | |||
150,8 | |||
101,0 | |||
75,9 |
Расчет зубчатых передач
3.1. Выбор допускаемых напряжений
Допускаемые контактные напряжения [sн] (МПа) для прямозубых колес определяют раздельно для шестерни [sн]ш и колеса [sн]к :
, (6)
где – предел контактной выносливости поверхностных слоев зубьев, соответствующий базе испытаний; ( – абсцисса точки перелома кривой усталости), который выбира-ется в зависимости от твердости (см. работы [1, с. 174; 3, с. 43]), – коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагрузки передачи (если – суммарное число циклов нагружений больше , то = 1, а если < , то необходимо ввести поправку в допускаемые напряжения); – коэффициент безопасности, принимаемый 1,1 для объемно-упрочненных зубьев, а для поверхностноупрочненных – 1,2; при тяжелых последствиях отказов соответственно 1,2 и 1,35; – коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев, выбираемый от 0,9 до 1,0 (меньшие значения для
= 20...10 мкм, а большие – для = 1,25...0,8 мкм); – коэффициент, учитывающий окружную скорость; – коэффициент, учитывающий влияние смазывания; – коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса.
|
|
ГОСТ рекомендует для колес с d < 1000 мм принимать
.
Для непрямозубых передач за допускаемое контактное напряжение рекомендуют принимать условное допускаемое контактное напряжение, определяемое по формуле
.
Допускаемые напряжения изгиба [ ] (МПа) при расчете на выносливость зубьев определяют раздельно для шестерни [ ]Ш и колеса [ ]К по формуле
, (7)
где – предел выносливости зубьев при изгибе, МПа, соответствующий базе испытаний , – коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагрузки передачи (если – суммарное число циклов нагружений больше , то = 1, а если , то необходимо внести поправку в допускаемые напряжения); – коэффициент безопасности; выбирают в зависимости от вероятности безотказной работы (для сталей НВ < 350; = 1,75 при вероятности не разрушения 98 % и = 2,2 при вероятности неразрушения > 99 %); =1,3 вводят только для литых заготовок; > 1 вводят при работе в условиях коррозии или высоких температур; – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки; = 1 при односторонней нагрузке, = 0,7...0,8 при реверсивной нагрузке, – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности выкружки в основании зуба, принимаемый = 0,65...1,2; – коэффициент, учитывающий механическое упрочнение (обдувка дробью или обкатка роликами), принимаемый = 1,1...1,5; – коэффициент, учитывающий масштабный фактор. Значения , , выбираются по рекомендациям работы [1, с. 289].
|
|
Допускаемые напряжения при перегрузках и ограниченном числе нагружений определяются по формулам:
, (8)
, (9)
|
|
где [sн]ц, [sF]ц – допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба при , [sн]n, [sF]n – допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба при перегрузках; – число циклов нагружений; показатель степени m = 6 при НВ < 350
и m = 9 при НВ > 350.
Примечание: [sн] = 2,8 × sт, [sF]n = 0,8 × sт при НВ < 350; [sн]n = 4,2 НВ, [sF]n = 0,38 × sв, при НВ > 350 (здесь sт и sв – предел текучести и предел прочности в МПа).
3.2. Определение размеров зубчатых колес
3.2.1. Вычислить размеры шестерни быстроходной ступени и тихоходной ступени по формулам (НВ < 350):
– цилиндрическая прямозубая передача
мм; (10)
– цилиндрическая косозубая передача
мм; (11)
– коническая передача
мм. (12)
В формулах (10), (11), (12) обозначено: – крутящий момент силы, передаваемый шестерней, Нм; – передаточное число быстроходной или тихоходной ступени; [ ] – допускаемое контактное напряжение, МПа; – отношение ширины венца зубчатого колеса к диаметру шестерни; – коэффициент нагрузки (KНВ– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца; – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку; – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями); – коэффициент ширины зубчатого венца конической передачи; коэффициент – прямозубая коническая передача; – косозубая коническая передача; – коническая передача с круговыми зубьями.
|
|
Штрихом отмечены величины, которые подлежат уточнению в процессе расчетов. На первом этапе ими задаются или рассчитывают их ориентировочные значения.
Ориентировочные значения коэффициентов на первом этапе можно принимать следующими:
· = 1,3 – косозубая цилиндрическая, прямозубая двух-поточная;
· = 1,4 – прямозубая, шевронная цилиндрическая, коническая косозубая и с круговым зубом;
· = 1,5 – коническая прямозубая;
· = 0,7...0,8 – косозубая цилиндрическая;
· = 0,8...0,9 – прямозубая;
· = 0,9...1,0 – шевронная;
· = 1,1...1,2 – косозубая двухпоточная;
· = 1,3...1,4 – прямозубая двухпоточная;
· = 0,285...0,30 – конические передачи.
Определить диаметры колес по формуле
,
где – передаточное число быстроходной (тихоходной) ступени.
3.2.2. Ориентировочно определить размеры редуктора
Рассчитать ширину колес по формулам:
– ширина венца зубчатого колеса ;
– ширина шестерни ;
– ширина венца конического колеса ;
– внешнее конусное расстояние конических передач
.
Вычислить углы делительных конусов ,
.
Определить диаметры валов редуктора по формуле
,
где – наибольшее значение крутящего момента сил на соответствующем валу; = (20...30) МПа – пониженное допускаемое касательное напряжение для материала вала.
Вычертить в масштабе 1:2 зубчатые колеса и валы согласно заданной кинематической схеме и показать руководителю проекта.
3.2.3. Уточнить параметры цилиндрической зубчатой передачи
· Определить межцентровое расстояние , мм.
· Определить модуль зацепления , мм
и согласовать с ГОСТом m = 1,0; 1,25; 1,5; 1,75; 2,0; 2,25; 2,5; (2,75); 3,0; (3,25); 3,5; (3,75); 4,0; (4,25); 4,5; 5,0; 5,5; 6,0; 6,5; 7,0; 8,0; 9,0... (значения модулей, указанные в скобках, желательно не применять).
· Определить суммарное число зубьев шестерни и колеса
(округлить до целого числа; = 0 – прямозубые, – косозубые, – шевронные).
· Определить число зубьев шестерни, , (округлить до целого числа ).
· Определить число зубьев колеса .
· Уточнить передаточное число (отклонение допустимо до 5 %).
· Уточнить угол наклона зуба ( определяется с точностью до секунды).
· Определить основные размеры зубчатой пары и разработать конструкцию колеса [4, с.140, 167; 3, с.15; 5, c.27, 33].
· Назначить степень точности изготовления зубчатых колес по окружной скорости [ 4, с.153 и др.].
, мс–1.
После выбора значения модуля, зная число зубьев, можно уточнить диаметры зубчатых колес по формуле: di = m zi.
3.2.4.Уточнить параметры конической зубчатой передачи
Принять число зубьев шестерни Z1 (17...25). Определить число зубьев колеса Z2 по формуле (округлить число зубьев Z2 до целого числа).
Вычислить модуль зацепления или :
– прямозубые конические ;
– косозубые или с круговым зубом ,
(согласовать с ГОСТом (см. п.3.2.3.)).
Уточнить размеры зубчатых колес , .
Вычислить внешнее конусное расстояние :
– прямозубая коническая ;
– косозубая или с круговым зубом .
Вычислить среднее конусное расстояние :
– прямозубая коническая Rm = Re – 0,5b;
– косозубая ( ) или с круговым зубом ( )
.
Вычислить нормальный модуль зацепления m = me×Rm/Re
.
(Нормальный модуль зацепления по ГОСТу не выбирается.)
Назначить степень точности по окружной скорости
V = 4,3×10–4 w×d1, мс–1, где di – диаметр шестерни в мм (см. табл. П4).
3.3. Проверка напряжений в зубьях зубчатых передач
3.3.1. Определить рабочие контактные напряжения и сравнить их с допускаемыми:
(13)
где KS = 19200 – прямозубая цилиндрическая передача; KS = 16300 – косозубая, шевронная цилиндрическая; (KS)к = 32240 – прямозубая коническая; (KS)к = 24200 – коническая с круговым зубом;
(KS)к = 25400 – косозубая коническая; d1 –диаметр делительной окружности шестерни, мм; b – ширина венца зубчатого колеса, мм; Ui – уточненное значение передаточного числа; – крутящий момент силы на том валу, где шестерня, Нм; – уточненное значение коэффициента нагрузки; – прямозубые передачи; + – косозубые передачи; – степень точности (целое число) ; – прямозубая цилиндрическая; – косозубая цилиндрическая; – прямозубая коническая; = 1 – косозубые цилиндрические передачи.
Прямозубые цилиндрические передачи:
– симметричная относительно опор;
– несимметричная относительно опор;
– двухпоточная.
Конические передачи:
;
– прямозубые цилиндрические и конические;
– косозубые цилиндрические и конические.
3.3.2. Определить рабочие напряжения изгиба и сравнить их с допускаемыми
· Цилиндрические прямозубые, косозубые, шевронные:
,
где – крутящий момент силы на том валу, где установлена шестерня, Нм; b – ширина венца колеса, мм; – модуль нормальный, мм; – делительный диаметр шестерни, мм; – коэффициент формы зуба; – приведенное число зубьев ( для прямозубых передач); – число зубьев шестерни, – число зубьев колеса; ; – коэффициент нагрузки; ; – шестая степень точности; – седьмая степень точности; – восьмая степень точности;
– цилиндрические прямозубые;
– цилиндрические косозубые.
Рабочие напряжения изгиба колеса определяются соотношением
.
· Конические прямозубые и косозубые:
,
где KF = 2280 – прямозубые; KF = 1500 – косозубые; – имеют тот же физический смысл, что и в формуле (13); – прямозубые, – косозубые, – подставляется уточненное значение; приведенное число зубьев , – косозубая коническая пе-редача; ;
– прямозубая коническая;
– косозубая и с круговым зубом конические передачи.
.
3.3.3. Проверка напряжений при перегрузках:
, (14)
где – контактное напряжение при перегрузках; – рабочее контактное напряжение, которое возникает при номинальном крутящем моменте; – допускаемое контактное напряжение при перегрузках; – максимальное значение момента сил сопротивления; – момент движущих сил (отношение / определяется из графика).
,
где , , , , – имеют тот же смысл, что и в формуле (14), но только для напряжений изгиба.
Дата добавления: 2018-06-27; просмотров: 568; Мы поможем в написании вашей работы! |
Мы поможем в написании ваших работ!