Добавил:
ivanov666
Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.
Вуз:
Предмет:
Файл:Расчёты механических передач приводов транспортно-технологических машин. Учебное пособие
.pdf
FG
6
N
N
Y
N
FG
N
N
N
=FG
N
N
Y
A
Y
– коэффициент долговечности , причем данная формула в
чистом виде применяется в случае, когда
и, следовательно,
1, что справедливо для большинства случаев
>
, в противном случае принимают
практики;
– коэффициент, учитывающий реверсивность движения, YA = 1 –
для нереверсивного движения, YA = 0,65 – для реверсивного движения
(нормализованных и улучшенных сталей).
3.7 Определение геометрических параметров конического зацепления
В конических передачах шестерня (ведущее звено) обычно располагается
консольно относительно опор, поэтому из-за повышенной деформации консольного
участка вала (где расположена шестерня увеличивается неравномерность
распределения нагрузки по ширине зубчатого венца). На рисунке 3.4 показаны
основные схемы установки ведущего вала конической передачи на радиальноупорные шарико- и роликоподшипники.
Рисунок 3.4 – Схемы установок конических шестерен консольно
Основные геометрические размеры конических зубчатых колес с прямыми
зубьями определяют в зависимости от модуля и числа зубьев. Высота и толщина
зубьев конических колес обычно уменьшаются по мере приближения к вершине
конуса. Соответственно изменяются шаг, модуль и делительные диаметры, которых
может быть бесчисленное множество. Для удобства измерения конических колес их
размеры принято определять по внешнему торцу зуба, образованному внешним
51
дополнительным конусом, поэтому все диаметральные размеры, связанные с
Н
13 1 4K , ... , .
2H
3
e2
2
H
1625 .
T K u
d
Ряд 1
50
63
80
100
125
160
200
250
315
400
500
Ряд 2
56
71
90
112
140
180
225
280
355
450
560
внешним торцом, имеют дополнительный индекс «е». На рисунке 3.5 представлено
коническое зацепление с основными геометрическими размерами конического
зубчатого зацепления.
Рисунок 3.5 – Геометрические параметры прямозубой конической передачи
3.7.1 Назначение коэффициента нагрузки
Так как одно из звеньев передачи (шестерня) располагается консольно, то в
соответствии с рекомендациями, приведенным в таблице 1.2 для конической
передачи принимают значения коэффициента нагрузки
3.7.2 Определение внешнего делительного диаметра колеса
12289-76 [13], выдержка из которого приведена в таблице 3.1.
Таблица 3.1 – Внешний делительный диаметр колеса de2, мм, по ГОСТ 12289-76 [13]
Полученное значение округляют до ближайшего стандартного по ГОСТ
52
3.7.3 Определение внешнего окружного модуля передачи m
e2
te
.
(22...36)
d
mu
e2
d
e2
2
te
.
d
zm
2
1
.
z
zu
Ф
2
1
z
u.
z
Ф
100 3
uu
u % %.
u
tе
Из полученного диапазона значений модулей mtе выбирают стандартное
значение модуля по ГОСТ 9563-60 [9] из двух рядов (см. таблицу 1.4), причем при
выборе стандартного значения внешнего окружного модуля следует учитывать то
обстоятельство, чтобы отношение
3.7.4 Число зубьев колеса
Должно быть целым числом.
3.7.5 Число зубьев шестерни
Может получиться дробным, поэтому его следует округлить до целого по
правилам округления.
и mtе было бы целым числом.
3.7.6 Фактическое передаточное число
Фактическое передаточное число определяется по формуле:
Отклонение фактического передаточного числа от заданного определяется по
формуле:
53
Если же расхождение фактического и заданного передаточных чисел будет
2
;arctg u
12
90 .
e1 te 1
;d m z
e2 te 2
.d m z
аe1 e1 te 1
2;d d m cos
аe2 e2 te 2
2.d d m cos
аe1 e1 te 1
2,4 ;d d m cos
аe2 e2 te 2
2,4 .d d m cos
больше 3 % , то необходимо поменять значение нормального модуля зацепления m
и повторить расчет заново с п.3.7.5.
3.7.7 Углы делительных конусов , градусы:
‒ угол делительного конуса колеса
‒ угол делительного конуса шестерни
3.7.8 Внешние делительные диаметры колес , мм:
‒ внешний делительный диаметр шестерни
‒ внешний делительный диаметр колеса
n
3.7.8 Внешние диаметры окружностей выступов , мм:
‒ внешний диаметр окружностей выступов шестерни
‒ внешний диаметр окружностей выступов колеса
3.7.9 Внешние диаметры окружностей впадин , мм:
‒ внешний диаметр окружностей впадин шестерни
‒ внешний диаметр окружностей впадин колеса
54
3.7.10 Внешнее конусное расстояние , мм:
22
te
e 1 2
.
2
m
R Z Z
e
0,3 .bR
me
0,5 .R R b
bRe
e
0,3.
b
R
m1 m 1
2 sin ;dR
m2 m 2
2 sin .dR
m1 m2
mn
12
dd
m
zz
3.7.11 Ширина зубчатого венца колеса и шестерни
В конической передаче ширину венцов шестерни и колеса принимают
одинаковыми (b= b1= b2) и ограничивают строгим неравенством:
Значение ширины зубчатого венца принимают равным целому значению из
стандартного ряда Ra40 по ГОСТ 6636-69 [10] (таблица 1.5).
3.7.12 Расчет среднего конусного расстояния
3.7.13 Определение коэффициента ширины зубчатого венца по внешнему
конусному расстоянию
3.7.14 Средний делительный диаметр:
средний делительный диаметр шестерни
средний делительный диаметр колеса
3.7.15 Средний нормальный модуль
.
55
3.8 Проверочные расчеты конической передачи на контактную
bd
Hβ
K
bd
m1
b
d
Hβ
K
m
V
1 m1
m
2 1000
dV
Степень
точности
конической
прямозубой
конической
непрямозубой
5 и более
точные
свыше 12
свыше 20
6
До 12
До 20
7
До 8
До 10
8
До 4
До 7
9
До 1,5
До 3
прочность зубьев
3.8.1 Определение коэффициента ширины шестерни относительно
делительного диаметра
и коэффициента концентрации нагрузки
.
По таблице 1.6 определяем значение коэффициента концентрации нагрузки
в зависимости от коэффициента ширины зубчатого венца шестерни
относительно делительного диаметра и консольного расположения шестерни
относительно опор.
3.8.2 Определение фактической окружной скорости
(м/с) зубчатых колес на
среднем диаметре и назначение степени точности изготовления передачи
.
В соответствии с полученным значением окружной скорости и типом
передачи назначаем степень точности изготовления передачи по ГОСТ 1758-81 [14]
по всем трем основным характеристикам (кинематическая точность, плавность
работы и пятно контакта на зубьях) в соответствии с таблицей 3.2.
Таблица 3.2 – Предельные окружные скорости на среднем диаметре шестерни для
силовых передач Vm,, м/с
56
Нормы бокового зазора для редукторных передач в соответствии с
HHβ Hα HV
K K K K
23
H2
HH
2
m
1
10600
K T ( u )
.
R b u
H
H
HH
H
H
100.
ГОСТ 1758-81 [14] рекомендуется назначать В или С для нереверсивных передач
и С иди D для реверсивных передач.
3.8.3 Определение коэффициента неравномерности распределения нагрузки
между зубьями KНα
Т.к. в курсовой работе конические передачи в технических заданиях
обозначены как прямозубые, то для прямозубых передач всегда KНα=1,0.
Конические зубчатые передачи с круговыми зубьями обычно применяются в
приводах с окружными скоростями зубчатых колес более 5 м/с, с целью снижения
уровня шума и повышения плавности работы.
3.8.4 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.
3.8.5 Определение коэффициента нагрузки
.
3.8.6 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 внешнего
57
делительного диаметра колеса de2, либо назначают другие материалы и повторяют
Fβ
K
Fβ
K
bd
Fβ
K
FFβ Fα FV
K K K K
расчет с пункта 3.5, с. 48.
3.9 Проверочные расчеты конической передачи на изгибную прочность
зубьев
3.9.1 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). В коническом редукторе в подавляющем большинстве случаев шестерня
располагается консольно и опирается на конические радиально-упорные
роликоподшипники. Поэтому в зависимости от полученного выше значения
и
для консольного расположения колес относительно опор (роликоподшипников) по
таблице 1.10 подбираем значение коэффициента концентрации нагрузки
.
3.9.2 Определение коэффициента неравномерности распределения нагрузки
между зубьями KFα
Т.к. в курсовой работе проектируется коническая передача с прямыми
зубьями, то для прямозубых передач всегда KFα=1,0.
3.9.3 Определение коэффициента динамичности нагрузки КFV
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 – в данном случае – прямозубая
коническая передача.
3.9.4 Определение коэффициента нагрузки
.
58
зубьев
V
z
1
V1
1
z
z
cos
2
V2
2
z
z
cos
V
z
F1
Y
F2
Y
2 F F2
F2 F2
2
2m
2360 T K Y
.
z b m
F1
F1 F2 F1
F2
Y
Y
3.9.5 Определение эквивалентного числа зубьев и коэффициента формы
Эквивалентное число зубьев
зубчатых колес для прямозубых конических
передач равно:
и
В зависимости от значения эквивалентного числа зубьев
назначают коэффициенты формы зубьев для шестерни
3.9.6 Расчет передачи на изгибную прочность
Расчетное напряжение изгиба на зубьях колеса:
.
и колеса
по таблице 1.13
.
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. Следует отметить, что при
проектировании конических передач иногда обучающиеся сталкиваются со
случаями перегрузки передачи по изгибным напряжениям. Это происходит в
случаях, когда значения внешнего окружного модуля mte, полученные на этапе
проектного расчета передачи (п. 3.7.3), выбираются ближе нижнему пределу,
поэтому возникает необходимость увеличения модуля и повторения всех
геометрических расчетов конической передачи, начиная с раздела 3.7.4.
Расчетное напряжение на зубьях шестерни:
.
Здесь также возможна большая недогрузка.
59
3.10 Расчет передачи на кратковременную пиковую нагрузку
ном
эд
Р
тр
эд
Р
ном
эд
max
ПГ
тр
эд ном
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.
3.10.1 Коэффициент перегрузки привода
Определяется в зависимости от номинальной (паспортной)
фактической (потребляемой)
мощности электродвигателя, а также с учетом
отношения максимального (пускового) момента двигателя к номинальному:
.
3.10.2 Допускаемое контактное напряжение при расчете на пиковую нагрузку
Определяется в зависимости от предела текучести материала колеса:
.
3.10.3 Допускаемые изгибные напряжения при расчете на пиковую нагрузку
‒ для материала шестерни:
;
и
‒ для материала колеса:
3.10.4 Пиковое контактное напряжение
Выполнение данного условия гарантирует отсутствие контактных
повреждений на поверхностях зубьев зубчатых колес при частых пусках привода,
где используется данная зубчатая передача.
60
.
.
Соседние файлы в предмете [НЕСОРТИРОВАННОЕ]