Добавил:

Upload Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.

Вуз:

Уфимский Государственный Авиационный Технический Университет

Предмет:

[НЕСОРТИРОВАННОЕ]

Файл:

Raschet_privodnoy_stantsii.rtf

Скачиваний:

Добавлен:

18.03.2015

Размер:

31.79 Mб

Скачать

☆

<<< < Предыдущая 1 2 3 4 56 / 116 7 8 9 10 11 > Следующая >>>

7. Проектный расчёт закрытых цилиндрических зубчатых передач

Начинаем расчет со второй прямозубой пары (тихоходной ступени), как наиболее нагруженной и в основном определяющей габариты редуктора. Предварительный расчет выполняем по формуле

. (7.1)

Условимся обозначать здесь и далее предварительно выбранные или рассчитанные параметры дополнительным индексом – ( ' ).

Таблица 7.1

Редукторы при расположении колес относительно опор

Рекомендуемые значения

Твердость рабочих поверхностей зубьев

Н₂350НВ или

Н₁ и Н₂350НВ

Н₁ и Н₂>350НВ

Симметричное

_max

0,3…0,5

1,2…1,6

0,25…0,3

0,9…0,3

Несимметричное

_max

0,25…0,4

1,0…1,25

0,2…0,25

0,65…0,8

Консольное

_max

0,2…0,25

0,6…0,7

0,15…0,2

0,45…0,55

Примечания: 1. Для шевронных колес при b_w равной сумме полушевронов увеличивают в 1,3...1,4 раза. 2. Для подвижных колес коробок скоростей=0,1...0,2. 3. Большие значения - для постоянных и близких к ним нагрузок. 4. Для многоступенчатых редукторов, в которых нагрузка увеличивается от ступени к ступени, в каждой последующей ступени значения, принимают больше на 20...30%, чем в предыдущей. Это способствует хорошему отношению размеров колес по ступеням. Если при расчете выбирают , то расчетное значение b_w проверяют по максимально допускаемому значению .

По рекомендации таблицы 7.1 принимаем при этом по формуле определяем . По графику (рис. 7.1) находим коэффициент К_Н_β.

Рис. 7.1. Расчет коэффициента К_Н_β с учетом деформации валов, опор и самих колес, а также ошибки монтажа и приработки зубьев

Далее по формуле определяем приведенный модуль упругости для стальных зубчатых колес проектируемой пары (шестерня – 1, колесо – 2)

. (7.2)

Для сталей Е_пр =2,1·10⁵МПа.

Полученное значение межосевого расстояние округляем по стандартному рядуRa 40 (таб. П.2.2).

Находим ширину зубчатого венца проектируемой пары . По табл. 7.2 принимаем и находим модуль .

Таблица 7.2

Конструкция

Высоконагруженные точные передачи, валы, опоры и корпуса повышенной жесткости:

Н350НВ

Н>350НВ

Обычные передачи редукторного типа в отдельном корпусе с достаточно жесткими валами и опорами (и другие аналогичные):

Н350НВ

Н>350НВ

Грубые передачи, например с опорами на стальных конструкциях (крановые и т. п.) или с плохо обработанными колесами (литые), а также открытые передачи, передачи с консольными валами (конические), подвижные колеса коробок скоростей

45…30

30…20

20…30

20…15

15…10

Примечание. Меньшие значения - для повторно-кратковременных режимов работы, значительных перегрузок и средних скоростей; большие значения - для длительных режимов работы, небольших перегрузок и высоких скоростей.

По таблице 7.3 назначаем стандартные значения модуля m.

Таблица 7.3

Ряды	Модуль, мм
1-й	1; 1,25; 1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10; 12; 16; 20; 25
2-й	1,125; 1,375; 1,75; 2,25; 2,75; 3,5; 4,5; 5,5; 7; 9; 11; 14; 18; 22

Примечание. Следует предпочитать 1-й ряд.

Суммарное число зубьев . (7.3)

Примечание. При расчете прямозубых передач без смещения для сохранения принятого значения а модуль следует подбирать так, чтобы было целым числом.

Число зубьев шестерни . должно быть не менее z_min=17. Число зубьев колеса . Фактическое передаточное число и_2ф = z₂/z₁. Полученное значение фактического передаточного числа не должно превышать 4% погрешности.

Определяют фактическое межосевое расстояние. Для прямозубой передачи , мм.

Диаметры шестерни и колеса тихоходной прямозубой ступени:

делительный диаметр d₁=z₁m; d₂=z₂m, мм;

диаметр вершин зубьев d_а₁= d₁+2m; d_a₂= d₂+2m, мм;

диаметр впадин зубьев d_f₁= d₁-2,5m; d_f₂= d₂-2,5m, мм.

Выполняем проверочный расчет на усталость по контактным напряжениям по формуле

, МПа, (7.4)

где =α=20º, sin2α≈0,64.

Предварительно определяем К_Н= ., где K_Н_V – коэффициент динамической нагрузки (табл. 7.4).

Таблица 7.4

Значения коэффициентов K_Н_V и K_FV

Степень точности	Твердость поверхностей зубьев	Коэффициенты		Окружная скорость V, м/с
Степень точности	Твердость поверхностей зубьев	Коэффициенты		1		2	4	6	8	10
1	2	3	4		5	6	7	8	9
6	а	K_H_v	1.03 1.01		1.06 1.02	1.12 1.03	1.17 1.04	1.23 1.06	1.28 1.07
	а	K_F_v	1.06 1.02		1.13 1.05	1.26 1.10	1.40 1.15	1.53 1.20	1.67 1.25
	б	K_H_v	1.02 1.00		1.04 1.00	1.07 1.02	1.10 1.02	1.15 1.03	1.18 1.04
	б	K_F_v	1.02 1.01		1.04 1.02	1.08 1.03	1.11 1.04	1.14 1.06	1.17 1.07

Продолжение табл. 7.4

K_H_v

1.04

1.02

1.07

1.03

1.14

1.05

1.21

1.06

1.29

1.07

1.36

1.08

K_F_v

1.08

1.03

1.16

1.06

1.33

1.11

1.50

1.16

1.67

1.22

1.80

1.27

K_H_v

1.03

1.00

1.05

1.01

1.09

1.02

1.14

1.03

1.19

1.03

1.24

1.04

K_F_v

1.03

1.01

1.05

1.02

1.09

1.03

1.13

1.05

1.17

1.07

1.22

1.08

K_H_v

1.04

1.01

1.08

1.02

1.16

1.04

1.24

1.06

1.32

1.07

1.40

1.08

K_F_v

1.10

1.03

1.20

1.06

1.38

1.11

1.58

1.17

1.78

1.23

1.96

1.29

K_H_v

1.03

1.06

1.01

1.10

1.02

1.16

1.03

1.22

1.04

1.26

1.05

1.01

K_F_v

1.04

1.01

1.06

1.02

1.12

1.03

1.16

1.05

1.21

1.07

1.26

1.08

K_H_v

1.05

1.01

1.10

1.03

1.20

1.05

1.30

1.07

1.40

1.09

1.50

1.12

K_F_v

1.13

1.04

1.28

1.07

1.50

1.14

1.77

1.21

1.98

1.28

2.25

1.35

K_H_v

1.04

1.01

1.07

1.01

1.13

1.02

1.20

1.03

1.26

1.04

1.32

1.05

K_F_v

1.04

1.01

1.07

1.02

1.14

1.04

1.21

1.06

1.27

1.08

1.34

1.09

Примечание: 1. Твердость поверхностей зубьев

Окружная скорость колеса тихоходной ступени V= πd₂п₃/60. По табл. 7.5 назначаем степень точности.

Выполняем проверочный расчет проектируемой ступени по напряжениям изгиба по формуле

, МПа. (7.5)

По графику рис. 7.2 при х = 0 находим для шестерни и зубчатого колеса.

Таблица 7.5

Степень точности, не ниже	Окружная скорость, м/с, не более		Примечание
Степень точности, не ниже	прямозубая	косозубая	Примечание
6 (высокоточные)	15	30	Высокоскоростные передачи, механизмы точной кинематической связи – делительные отсчетные и т.п.
7 (точные)	10	15	Передачи при повышенных скоростях и умеренных нагрузках или при повышенных нагрузках и умеренных скоростях
8 (средней точности)	6	10	Передачи общего машиностроения, не требующие особой точности
9 (пониженной точности)	2	4	Тихоходные передачи с пониженными требованиями к точности

Примечание. Если значения ирасходятся более чем на ±5%, то их можно сблизить - путем изменения ширины колес по условию,.

Рис. 7.2. Зависимость коэффициента формы зуба от числа зубьев

Расчет выполняем по тому из зубчатых колес проектируемой пары, у которого меньше отношение /.

По графику рис. 7.1 и по табл. 7.4 определяем коэффициенты и .

Окружное усилие на зубчатом колесе тихоходной ступени

, Н, (7.6)

где =T₃.

Рассчитываем первую быстроходную ступень проектируемого редуктора (косозубую пару). Этот расчет можно выполнять с учетом или без учета уже известных размеров колес второй ступени редуктора. Во втором случае сохраняется порядок расчета, изложенный выше. При этом приходится выполнять корректировку расчетов в целях уменьшения габаритов и соблюдения условия одновременного погружения колес обеих ступеней в масляную ванну на рекомендуемую глубину. Тот же результат получают быстрее при расчете с учетом размеров колеса второй тихоходной ступени. Ниже излагается такой расчет.

Назначаем диаметр колеса первой быстроходной ступени , где - диаметр колеса второй тихоходной ступени. Диаметр шестерни быстроходной ступени . Межосевое расстояние ступениПолученное значение приводим в соответствие стандартного ряда Rа 40. В противном случае подбираем новые значения диаметров колес.

Для определения ширины зубчатого колеса используем формулу

, мм (7.7)

решив ее относительно и приняв предварительно =1:

. (7.8)

При этом полученное значение не должно превышать допускаемых максимальных значений (табл. 7.1).

По табл. 7.2 принимаем и находим нормальный модуль . Его значение уточняем по табл. 7.3.

Выполняя рекомендации по назначению коэффициента осевого перекрытия принимаеми определяем угол наклона зуба косозубого колесаβ: . В целях избежания получения больших осевых сил в косозубом зацеплении рекомендуют принимать β =8…20º.

Число зубьев шестерни определяется

Полученное число зубьев z₁ должно соответствовать значениям табл. 7.6.

Таблица 7.6

Коэффициент смещения			Передачи
шестерни х₁	колеса х₂	прямозубые		косозубые и шевронные
0	0	z₁21		z₁z_min+2*
0,3	-0,3	14 z₁20 и u3,5		z₁ z_min+2, но не менее 10 и u3,5** рекомендация не распространяется на передачи, у которых при твердости колеса 320НВ твердость шестерни превышает не более чем на 70НВ
0,5	0,5	10 z₁30***

* Ограничение по подрезанию:

β,º до 12 св. 12 до 17 св. 17 до 21 св. 21 до 24 св. 24 до 28 св. 28 до 30

z_min 17 16 15 14 13 12

** Ограничение по подрезанию:

β,º до 10 св. 10 до 15 св. 15 до 20 св. 20 до 25 св. 25 до 30

z_min 12 11 10 9 8

*** Нижние предельные значения z₁, определяемые минимумом ε_α=1,2 в зависимости от z₂:

z₁ 16 18…19 20…21 22…24 25…28 29

z₂ 16 14 13 12 11 10

Число зубьев колеса .

Фактическое передаточное число .

Фактическое передаточное отношение редуктора должно иметь отклонение от ранее рассчитанного в пределах допускаемой погрешности ±4%.

Уточняем значение β по межосевому расстоянию .

Выполняем проверочный расчет по контактным напряжениям по формуле

, МПа. (7.9)

Предварительно определяем окружную скорость

, м/с. (7.10)

По таблице 7.4 назначаем степень точности зубчатого колеса.

По табл. 7.3 принимаем К_H_V; по графику рис. 7.1 - К_Н_β.

По табл. 7.7 принимаем К_Hα.

Таблица 7.7

Окружная скорость V, м/с

Степень точности

К_Hα

К_F_α

До 5

1,03

1,07

1,13

1,07

1,22

1,35

Свыше 5 до 10

1,05

1,1

1,13

1,25

Свыше 10 до 15

1,08

1,15

1,25

1,4

Определяем коэффициент повышения прочности косозубых передач по контактным напряжениям

. (7.11)

Определяем коэффициент торцевого перекрытия по формуле

. (7.12)

Выполняем проверочный расчет по контактным напряжениям. При незначительном расхождении расчетного и допускаемого напряжений проводим корректировку по ширине зачатого венца.

Проверочный расчет по напряжениям изгиба по формуле

, МПа. (7.13)

Коэффициент формы зуба для прямозубых колёс назначают по графику рис. 7.2 в зависимости от фактического числа зубьев для прямозубых колёс и от числа зубьев эквивалентных колёс - для косозубых колес.