Добавил:
ivanov666
Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.
Вуз:
Предмет:
Файл:Расчёты механических передач приводов транспортно-технологических машин. Учебное пособие
.pdf
1.13 Фактический угол наклона зубьев
n
min
W
2
mz
arccos .
a
1 1min
1
z
z z ,
u
1min
17z
3
1mi n
17z cos
1
z
1
z
1min
z
21
z z z .
Ф
2
1
z
u.
z
Этот раздел выполняется только для косозубых и шевронных передач.
Обязательно следует проверять выполнение данного неравенства. При этом
желательно, чтобы значения фактического угла наклона зубьев не превышали 22
градуса, что приведет к повышению значения осевой нагрузки, действующей на
опоры.
1.14 Определение значений чисел зубьев шестерни и колеса
Число зубьев шестерни определяется по формуле:
где
При необходимости значения числа зубьев шестерни
по правилам округления. Если значение
– для прямозубой передачи;
– для косозубой или шевронной передачи.
округлить до целого
получится меньше, чем
, то
рекомендуется уменьшить значение величины нормального модуля зацепления m
повторить расчет с раздела 1.11.
Число зубьев колеса:
1.15 Фактическое передаточное число
n
и
Фактическое передаточное число определяется по формуле:
21
Отклонение фактического передаточного числа от заданного определяется по
Ф
100 3
uu
u % %.
u
1 n 1
d m z
2 n 2
d m z
n1
1
mz
d
cos
n2
2
mz
d
cos
1 2 W
2d d a
a1 1 n
2d d m
2 2 n
2
a
d d m
формуле:
Если же расхождение фактического и заданного передаточных чисел будет
больше 3 % , то необходимо поменять значение нормального модуля зацепления m
и повторить расчет заново с раздела 1.12.
1.16 Расчет основных геометрических параметров цилиндрических колес
1.16.1 Диаметры делительных окружностей шестерни и колеса
Для передачи с прямыми зубьями:
диаметр делительной окружности шестерни:
;
диаметр делительной окружности колеса:
.
Для передачи с косыми или шевронными зубьями:
диаметр делительной окружности шестерни:
n
диаметр делительной окружности колеса:
Проверка для всех типов передач:
1.16.2 Диаметры окружностей вершин зубьев
для шестерни
для колеса
22
;
.
.
;
.
1.16.3 Диаметры окружностей впадин зубьев
f1 1 n
25d d , m
f 2 2 n
25d d , m
bd
H
K
1
bd
1
b
.
d
для шестерни:
для колеса:
;
.
Основные геометрические параметры цилиндрических эвольвентных передач
внешнего зацепления представлены на рисунке 1.6.
Рисунок 1.6 – Основные геометрические параметры цилиндрических эвольвентных
передач внешнего зацепления
1.17 Проверочные расчеты цилиндрической эвольвентной передачи на
контактную прочность
1.17.1 Определение коэффициента ширины шестерни относительно
делительного диаметра
и коэффициента концентрации нагрузки
23
По таблице 1.6 определяем значение коэффициента концентрации нагрузки
H
K
Расположение колес по отношению к опорам
консольное
(схема 1 или 2,
рисунок 1.4)
несимметричное
(схема 3,
рисунок 1.4)
симметричное
(схема 4,
рисунок 1.4)
0,4
1,15
1,04
1,0
0,6
1,24
1,06
1,02
0,8
1,30
1,08
1,03
1,0 - 1,11
1,04
1,2 - 1,15
1,05
1,4 - 1,18
1,07
1,6 - 1,22
1,09
1,8 - 1,25
1,11
2,0 - 1,30
1,14
V
11
2 1000
d
V
Степень
точности
Вид передачи
прямозубая
косозубая; шевронная
5 и более
свыше 15
свыше 30
6
До 15
До 30
7
До 10
До 15
8
До 6
До 10
9
До 2
До 4
в зависимости от расположения колес относительно опор (с учетом данных,
представленных рисунке 1.4).
Таблица 1.6 – Значения коэффициента неравномерности распределения нагрузки по
длине контактных линий K
(при расчете на контактную прочность)
Нβ
1.17.2 Определение фактической окружной скорости
назначение степени точности изготовления передачи
, м/с, зубчатых колес и
.
В соответствии с полученным значением окружной скорости и типом
передачи назначаем степень точности изготовления передачи по ГОСТ 1643-81 [11]
по всем трем основным характеристикам (кинематическая точность, плавность
работы и пятно контакта на зубьях) в соответствии с таблицей 1.7.
Таблица 1.7 – Предельные окружные скорости для силовых передач V, м/с, в
зависимости от степени точности ее изготовления
24
Нормы бокового зазора для редукторных передач в соответствии с
Степень
точности
Окружная скорость V, м/с
до 1
до 5
до 10
до 15
до 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 - -
-
Передача
Окружная скорость V, м/c
до 1,5
до 3
до 5
до 8
до 10
до 15
до 20
Степень точности
9 8 8 8 8 7 7
прямозубая
1,1
1,1
1,24
1,38
1,48 - -
косозубая или шевронная
1,05
1,04
1,1
1,15
1,19
1,15
1,22
ГОСТ 1643-81 [11] рекомендуется назначать В или С для нереверсивных передач
и С иди D для реверсивных передач.
1.17.3 Определение коэффициента неравномерности распределения нагрузки
между зубьями KНα
По таблице 1.8 в зависимости от окружной скорости зубчатых колес и
назначенной степени точности ее изготовления для косозубых (шевронных) передач
выбирают коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями
К
(при расчете на контактную прочность).
Нα
Для прямозубых передач всегда KНα=1,0.
Таблица 1.8 – Значения коэффициента неравномерности распределения нагрузки
между зубьями K
(при расчете на контактную прочность)
Нα
1.17.3 Определение коэффициента динамичности нагрузки KНV
По таблице 1.9 назначают значение коэффициента динамичности нагрузки К
НV
в зависимости от степени точности изготовления передачи, окружной скорости
зубчатых колес V, м/с, и разновидности передачи – прямозубая или косозубая
(шевронная).
Таблица 1.9 – Значения коэффициента динамичности нагрузки KHV (при расчете на
контактную прочность)
25
1.17.4 Определение коэффициента нагрузки
HHβ Hα HV
K K K K
3
a H 2
HH
W2
11u K K T (u )
u a b
H
H
HH
H
H
100,
Fβ
K
FK
.
1.17.5 Определение расчетного контактного напряжения в передаче
.
Отклонение расчетного контактного напряжения
от допускаемого
:
%.
должно быть в пределах от 5 % (перегрузка) до +10 % (недогрузка).
Если данное условие не выполняется, то либо увеличивают степень точности
изготовления передачи (если это оправдано), либо изменяют значения ширины
зубчатого венца колеса b
, либо межосевого расстояния а
2
не выходя за пределы
W,
рекомендуемых. Если это не дает должного эффекта, то назначают другие
материалы и повторяют расчет с пункта 1.5, с.11.
1.18 Проверочные расчеты цилиндрической эвольвентной передачи на
изгибную прочность
1.18.1 Определение коэффициента концентрации нагрузки
По таблице 1.10 назначаем значение коэффициента концентрации нагрузки
в зависимости от расположения колес относительно опор (с учетом рисунка
1.4), а для консольного расположения колес относительно опор еще и в зависимости
от типа опор (шарико- или роликоподшипники).
26
Таблица 1.10 – Значения коэффициента неравномерности распределения нагрузки
Расположение колес
относительно опор
Консольное расположение
колес на…
симметричное
несимметричное
шариковых
подшипниках
роликовых
подшипниках
0,2
1,0
1,04
1,18
1,10
0,4
1,03
1,07
1,37
1,21
0,6
1,05
1,12
1,62
1,40
0,8
1,08
1,17
-
1,59
1,0
1,1
1,23
-
-
1,2
1,13
1,3
-
-
1,4
1,19
1,38
-
-
1,6
1,25
1,45
-
-
1,8
1,32
1,53
-
-
Степень точности по
ГОСТ 1643-81
6 7 8
9
KFα
0,72
0,81
0,91
1,0
по длине контактных линий KFβ (при расчете на изгибную прочность)
1.18.2 Определение коэффициента неравномерности распределения нагрузки
между зубьями KFα
По таблице 1.11 в зависимости от назначенной степени точности ее
изготовления для косозубых (шевронных) передач выбирают коэффициент
неравномерности распределения нагрузки между зубьями K
(при расчете на
Fα
изгибную прочность).
Для прямозубых передач всегда KFα=1,0.
Таблица 1.11 – Значения коэффициента неравномерности распределения нагрузки
между зубьями KFα для косозубых и шевронных передач
27
1.18.3 Определение коэффициента динамичности нагрузки КFV
Степень
точности
Окружная скорость V, м/c
V, м/c, до 3
V, м/c, от 3 до 8
V, м/c, от 8 до 12,5
зуб
зуб
зуб
прямой
непрямой
прямой
непрямой
прямой
непрямой
6 1 1
1,2 1 1,3
1,1
7
1,15
1
1,35
1
1,45
1,2
8
1,25
1,1
1,45
1,3
-
1,4
9
1,35
1,2
1,62
1,24
-
1,45
FFβ Fα FV
K K K K .
V
z
V1 1
zz
V2 2
zz
1
V1
3
z
z
cos
2
V2
3
z
z
cos
V
z
F1
Y
F2
Y
V
z
17
20
22
25
28
30
35
40
45
50
60
70
80
90 и
более
YF
4,28
4,09
3,98
3,9
3,81
3,8
3.75
3,7
3,66
3,65
3,62
3,61
3,61
3,60
По таблице 1.12 выбирают значение коэффициента динамичности нагрузки
К
в зависимости от степени точности изготовления передачи, окружной скорости
FV
зубчатых колес V, м/с, и разновидности передачи – прямозубая или косозубая
(шевронная).
Таблица 1.12 – Значения коэффициента динамичности нагрузки KFV
1.18.4 Определение коэффициента нагрузки
1.18.5 Определение эквивалентного числа зубьев и коэффициента формы
зубьев
Эквивалентное число зубьев
для прямозубых передач:
зубчатых колес равно:
и
;
для косозубых и шевронных передач:
В зависимости от значения эквивалентного числа зубьев
назначают коэффициенты формы зубьев для шестерни
и
и колеса
.
по таблице 1.13
.
Таблица 1.2 – Значения коэффициента формы зуба YF
28
1.18.6 Коэффициент, учитывающий наклон зубьев
1
140
Y
3
2 F F2
F2 F2
2
2 2 n
2 10T K Y Y
.
z b m
F1
F1 F2 F1
F2
Y
Y
Для косозубых и шевронных колес рассчитываем коэффициент, учитывающий
угол наклона зубьев:
,
где
значение угла наклона зубьев (в градусах).
Понятно, что для прямозубых передач значение данного коэффициента равно
единице.
1.18.7 Расчет передачи на изгибную прочность
Расчетное напряжение изгиба на зубьях колеса:
Здесь возможна большая недогрузка (в 1,5 и более раз). Для закрытых
передач, размеры которых определялись из условия контактной прочности зубьев,
это обстоятельство является нормальным. Важно, чтобы не было перегрузки по
изгибным напряжениям, которая не характерна для подавляющего большинства
закрытых зубчатых передач. Если же в расчетах получается перегрузка, то
необходимо увеличить модуль передачи, пересчитать её геометрические
характеристики и повторить расчёт зубьев на изгибную прочность.
Расчетное напряжение на зубьях шестерни:
.
Здесь также возможна большая недогрузка.
29
1.19 Расчет передачи на кратковременную пиковую нагрузку
ном
эд
Р
тр
эд
Р
ном
эд
max
тр
эд ном
ПГ
Р
Т
РT
T2
Hmax
28,
1
Fmax1
2 74, HB
2
Fmax2
2 74, HB
Hmax H ПГ
Hmax
Данный расчет выполняется с целью предотвращения выхода из стоя передачи
при частых пусках и остановках двигателя. Данный расчет можно не производить,
если в кинематической схеме между двигателем и редуктором имеется открытая
клиноременная передача, либо специальная предохранительная муфта.
1.19.1 Коэффициент перегрузки привода
Определяется в зависимости от номинальной (паспортной)
фактической (потребляемой)
мощности электродвигателя, а также с учетом
отношения максимального (пускового) момента двигателя к номинальному:
.
1.19.2 Допускаемое контактное напряжение при расчете на пиковую нагрузку
Определяется в зависимости от предела текучести материала колеса:
.
1.19.3 Допускаемые изгибные напряжения при расчете на пиковую нагрузку
для материала шестерни:
;
и
для материала колеса:
1.19.4 Пиковое контактное напряжение
Выполнение данного условия гарантирует отсутствие контактных
повреждений на поверхностях зубьев зубчатых колес при частых пусках привода,
где используется данная зубчатая передача.
30
.
.
Соседние файлы в предмете [НЕСОРТИРОВАННОЕ]