Savin_detali_mash

Таблица 2.4 – Основные размеры электродвигателей М100 (ГОСТ 19523–81)

Таблица 2.5 – Основные размеры электродвигателей исполнения М200 (ГОСТ 19523–81)

Примечание – Размеры L0 и B0 определяются по следующим формулам:

42

L0 = L10 + 4D10 ;

B0 = B10 +5D10 .

На рисунке 2.3 представлен эскиз электродвигателя со всеми габаритными и присоединительными размерами для двигателей с номинальной мощностью от 0,75 до 15 кВт (ГОСТ 19523–81).

Рисунок 2.3 – Эскиз электродвигателя

2.2 Расчет кинематических и силовых параметров

После выбора электродвигателя необходимо уточнить передаточное отношение всего привода и скорректировать ранее назначенные значения передаточных отношений.

Действительное передаточное отношение привода

n

uпр = n дв . (2.12)

вых

Корректировку можно произвести в одной из ступеней привода: при наличии открытой передачи рекомендуется изменять ее передаточное отношение, в случае ее отсутствия – за счет одной из ступеней редуктора.

В завершение кинематического расчета следует определить частоты вращения и крутящие моменты на всех валах привода, при

43

3. ПРОЕКТИРОВОЧНЫЙ И ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ ПРИВОДА

3.1 Расчет цилиндрических зубчатых передач

Зубчатая передача (ЗП) − это механизм, который с помощью зубчатого зацепления передает или преобразует движение с изменением угловых скоростей и моментов.

Применяют зубчатые передачи для преобразования и передачи вращательного движения между валами с параллельными, пересекающимися и перекрещивающимися осями, а также для преобразования вращательного движения в поступательное и наоборот.

Зубчатые передачи между параллельными валами осуществляются цилиндрическими колесами с прямыми, косыми и шевронными зубьями. Передачи между валами с пересекающимися осями совершаются обычно коническими колесами с прямыми и круговыми зубьями, реже – тангенциальными зубьями. Зубчатые передачи для преобразования вращательного движения в поступательное и наоборот осуществляются цилиндрическим колесом и рейкой. Для валов с перекрещивающимися осями применяют зубчато-винтовые передачи.

При передаче крутящего момента в зубчатом зацеплении кроме нормальной силы действует сила трения, связанная со скольжением. Под действием этих сил зуб находится в сложном напряженном состоянии. Решающее влияние на его работоспособность оказывают два основных напряжения: контактные напряжения σH и напряжения

изгиба σF (индекс H приписывается всем параметрам, связанным с

расчетом по контактным напряжениям, а индекс F – связанным с расчетом по напряжениям изгиба).

Термин «зубчатое колесо» является общим, так, меньшее из пары зубчатых колес принято называть шестерней, а большее – колесом. Параметрам шестерни приписывают индекс 1, а параметрам колеса – 2.

Практикой эксплуатации и специальными исследованиями установлено, что нагрузка, допускаемая по контактной прочности зубьев, определяется в основном твердостью материала. Высокую твердость в сочетании с другими характеристиками, а следовательно,

45

малые габариты и массу передачи можно получить при изготовлении зубчатых колес из сталей, подвергнутых термообработке. В настоящее время сталь – основной материал для изготовления зубчатых колес. В таблице 3.1 приведены стали, рекомендуемые для изготовления зубчатых колес, виды их термообработки и механические характеристики.

В зависимости от твердости (или термообработки) стальные зубчатые колеса разделяют на две основные группы:

•зубчатые колеса твердостью ≤350 HB, нормализованные или улучшенные;

•зубчатые колеса твердостью >350 HB, с объемной закалкой, закалкой ТВЧ, цементацией, азотированием и др.

Твердость материала ≤350 HB позволяет производить чистовое нарезание зубьев после термообработки. При этом можно получать высокую точность без применения дорогих отделочных операций. Колеса этой группы хорошо прирабатываются и не подвержены хрупкому разрушению при динамических нагрузках.

Твердость материала >350 HB получают в результате специальных видов термообработки, при этом допускаемые контактные напряжения увеличиваются до двух раз, а нагрузочная способность передачи – до четырех раз по сравнению с нормализованными и улучшенными сталями. Возрастают также износостойкость и стойкость против заедания.

Применение высокотвердых материалов является большим резервом повышения нагрузочной способности зубчатых передач. Однако

свысокой твердостью связаны некоторые дополнительные трудности: плохая прирабатываемость; сложность в изготовлении.

Для равномерного изнашивания и лучшей приработки зубьев твердость шестерни рекомендуют назначать больше твердости колеса не менее чем на 10…15 единиц: H1 ≥ H 2 + (10...15)HB .

Определение допускаемых контактных напряжений. Предельные

допускаемые напряжения находятся по формуле

46

SH − коэффициент безопасности;

K HL − коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагрузки передачи.

47

Таблица 3.1 – Стали, рекомендуемые для зубчатых колес, виды их термообработки и механические характеристики

48

Продолжение таблицы 3.1

* В обозначениях сталей первые цифры – содержание углерода в сотых долях процента; буквы – легирующие элементы:

Г – марганец, М – молибден, Н – никель, С – кремний, Т – титан, Х – хром, Ю – алюминий; цифры после буквы – процент содержания этого элемента, если оно превышает 1 %. Обозначение высококачественных легированных сталей дополняется буквой А; стального литья – буквой Л в конце.

** При нормализации, улучшении и объемной закалке твердости поверхности и сердцевины близки. Ориентировочно

H ≈ (0,285σВ)HB.

49

Для прямозубых передач за расчетное принимается меньшее из двух допускаемых напряжений, определенных для материала шестерни [σ H ]1 и колеса [σ H ]2 .

Рассмотрим рекомендации по определению значений параметров в формуле (3.1).

Экспериментально доказано, что предел контактной выносливости σ H 0 определяется в основном твердостью рабочих

поверхностей зубьев, числовое значение σ H 0 выбирается из таблицы

3.2.

Коэффициент безопасности: рекомендуют SH ≥1,1 при

нормализации, улучшении или объемной закалке зубьев (однородная структура по объему); SH ≥1,2 – при поверхностной закалке,

цементации, азотировании (неоднородная структура по объему) – выбирается из таб-лицы 3.2.

Коэффициент долговечности KHL учитывает влияние срока службы и режима нагрузки передачи и определяется по формуле

N

KHL = 6 NH 0 ≥1 ≤ 2,4 , (3.2)

HE

где N H 0 − базовое число циклов;

N HE − количество циклов перемены напряжений за весь срок

службы работы передачи.

Базовое число цикловN H 0 определяется в основном твердостью рабочих поверхностей зубьев (рисунок 3.1).

Расчет числа циклов перемены напряжений нагрузки выполняют с учетом режима нагрузки передачи. Различают режимы постоянной и переменной нагрузки. На практике режимы со строго постоянной нагрузкой встречаются редко. К режимам постоянной нагрузки относят режимы с отклонениями до 20 %. В задании на курсовой проект режим нагрузки принимается переменным и задается графиком нагрузки.

Количество циклов перемены напряжений за весь срок службы работы передачи N HE находится из следующих зависимостей:

− при постоянном режиме нагрузки

50

Таблица 3.2 – Зависимость значений прочности материала от вида термообработки и твердости

*Распространяется на все сечения зуба и часть тела зубчатого колеса под основанием впадины.

**Приведен диапазон значений твердости, в котором справедливы рекомендуемые зависимости для пределов выносливости допускаемых напряжений (HRCпов− твердость поверхности, HRCсердц − твердость сердцевины).

51