Добавил:

Upload Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.

Вуз:

Санкт-Петербургский государственный политехнический университет Институт Машиностроения

Предмет:

[НЕСОРТИРОВАННОЕ]

Файл:

kursred_copy

.pdf

Скачиваний:

Добавлен:

02.05.2015

Размер:

1.44 Mб

Скачать

☆

<<< < Предыдущая 12 / 62 3 4 5 6 > Следующая >>>

5.Уточнение (в случае необходимости) марок сталей или параметров зацепле-

ния по результатам расчета.

6.Определение межосевого расстояния awБ быстроходной ступени, формула (14),

табл. 5. Для соосного редуктора расчет awБ не требуется, т.к. awБ awТ .

7.Ориентировочное определение модуля зацепления m для быстроходной сту-

пени, формула (15) табл.6.

8.Определение параметров зацепления быстроходной ступени, раздел 6.

9.Проверочный расчет быстроходной ступени по контактным напряжениям,

формула (16) и напряжениям изгиба, формула (17).

10.Уточнение (в случае необходимости) марок сталей или параметров зацепле-

ния по результатам расчета.

11. Определение окружной Ft T и радиальной Fr T составляющих силы в зацеп-

лении для тихоходной, а также окружной Ft Б, радиальной Fr Б и осевой Fа

составляющих для быстроходной ступеней.

3. РАСЧЕТ МЕЖОСЕВОГО РАССТОЯНИЯ ДЛЯ ТИХОХОДНОЙ awТ

И БЫСТРОХОДНОЙ awБ СТУПЕНЕЙ

По условию контактной прочности, мм

a		K	(u 1) 3		T1KH	,	(14)
				bau H 2
	w	a

где K a 490 H мм2 1 3 - для прямозубых колес;

K a 430 H мм2 1 3 - для косозубых колес в диапазоне 10...15 ;

Т1 - вращающий момент на валу шестерни, Нм (для тихоходной ступени

Т1 Т П , для быстроходной ступени Т1 Т Б );

K H - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба (рис.3) в зависимости от ψbd – выбранного коэффициента ширины колеса

bw	относительно диаметра шестерни ψbd	=bw /dw, целесообразно выбирать
bd	0,9 1,1 для тихоходной ступени и bd	0,7 0,9 – для быстроходной;

bа 2 bd (u 1) – коэффициент ширины колеса относительно межосе-

вого расстояния ( ba bw aw ).

Полученное значение aw округляют до ближайшего стандартного по табл.5, предпочитая первый ряд второму.

Таблица 5

			Межосевые расстояния, мм (по СТ СЭВ 229-75)
I ряд	40	50		63	80	100	125	160	200	250	315	400
II ряд	-	-		71	90	112	140	180	224	280	355	-
			1,5	KH					1
			1,5
			1,4						2			Н В 350
									2
			1,3							3	1
			1,3
											2	Н В 350
			1,2									Н В 350
			1,2								3
											3
			1,1
			1,0								bd
			1,0	0,2	0,4	0,6	0,8	1,0	1,2	1,4	1,6
		Рис.3.	График для определения коэффициента K H для различных
			редукторов: 1– быстроходная ступень несоосного редуктора;
			2– тихоходная ступень соосного редуктора; 3– быстроходная
			ступень соосного редуктора и несоосного с фланцевым дви-
			гателем, тихоходная ступень несоосного редуктора с флан-
			цевым двигателем

4. РАСЧЕТ МОДУЛЯ ЗАЦЕПЛЕНИЯ

По условию изгибной прочности, мм

						m ≥ (wF t /[σF])·YFYε ,		(15)
где wFt	- удельная окружная нагрузка, Н мм .
Для предварительных расчетов
w	13,Т	1	(u 1) 103	а2	ba	K	F ,
Ft		1			ba		F ,

где Т 1 - крутящий момент на валу шестерни, Н.м (для тихоходной ступени

Т1= ТП, для быстроходной ступени – Т1 = ТБ);

	K F -		коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине
зуба (по графику на рис.4						для тех же значений bd				и номеров кривых, что и
при определении K H					по рис.3);
	Y F - коэффициент формы зуба, предварительно принимают Y F 3,6												для
колеса и Y F			4,0 для шестерни;
	Y - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, для прямозубых ко-
лес Y 10, , для косозубых Y 0,8 .
	Полученное значение модуля							увеличивают до стандартного по табл.6. с
учетом требований разделов 5 и 6.
												Таблица 6
				Модули зацепления, мм (по СТ СЭВ 310-76)

I ряд		1,0		-	1,5		2,0	2,5	3,0	4,0	5,0	6,0	8,0

II ряд		1,25		1,375	1,75		2,25	2,75	3,5	4,5	5,5	7,0	9,0

	KF		НВ 350
1,7								1	1,6
1,6								1	1,5
1,6									1,5
1,5								2	1,4
1,4								2	1,3
1,4									1,3
1,3								3	1,2
1,2								3	1,1
1,2									1,1
1,1									1,0
1,0									0,9
0,9								bd	0,8
0,8								bd	0,7
0,8	0,2	0,4	0,6	0,8	1,0	1,2	1,4	1,6	0,7

KF		НВ 350			1		2
					1		2
							3
							bd
0	0,2	0,4	0,6	0,8	1,0	1,2	1,4

Рис.4. График для определения коэффициента K F

5.РАСЧЕТ ПАРАМЕТРОВ ПРЯМОЗУБОЙ ПЕРЕДАЧИ

5.1.Расчет без смещения исходного контура при нарезании

Расчет без смещения можно выполнить только в том случае, когда сум-

марное число зубьев z отвечает условию z 2aw m , при этом z - целое чис-

ло. В этом случае суммарный коэффициент смещения x 0 , диаметры дели-

тельных окружностей колеса и шестерни d1 и d2 совпадают с диаметрами на-


чальных окружностей dw1 и dw2					соответственно, а угол зацепления w 20 .
Число зубьев шестерни					z1 z	(u 1) (округляют до целого числа и
сравнивают с z	min		по табл.7, при этом			z	25 ), колеса z	2	z	z .
						1				1
Диаметры делительных и начальных окружностей шестерни и колеса
d1 dw1 mz1 , d2		dw2 mz2 ; диаметры окружностей вершин зубьев шестерни и
колеса dа1 d1 2m , dа2				d2 2m ; диаметры окружностей впадин зубьев шес-
терни и колеса		d f 1 d1		2,5m ,	d f 2 d2		2,5m ; рабочая ширина венца колеса
b ba aw (округлить до стандартного линейного размера).

5.2.Расчет со смещением исходного контура

Втех случаях, когда суммарное число зубьев по условию z 2aw m по-

лучается дробным, z необходимо округлить до целого, а передачу выполнить со смещением. При округлении z в меньшую сторону смещение будет поло-

жительным z 0 , а в большую - отрицательным z 0 . Положительное смещение предпочтительнее, т.к. передача при этом обладает большей нагру-

зочной способностью.

Тогда угол зацепления w arccos mz 2aw cos , рад (с точностью до третьего знака), где 20 0,349рад .

Коэффициент суммы смещений x inv w inv 2tg z ,

где inv w tg( w ) w ; inv 0,0149 .

Разбивку х х1 х2 выполняют в соответствии с рекомендациями табл.7.

Таблица 7

Разбивка коэффициента суммы смещений прямозубых передач

х	х1		х 2		zmin
0	0		0		17

0	+ 0,3		- 0,3		13

0…0,5	х		0	17	- 16 х1

0,5…1,0	0,5		х - 0,5		9

Число зубьев шестерни z1 z			, но не ниже zmin	(табл.7)	и не выше
Число зубьев шестерни z1 z		u 1	, но не ниже zmin	(табл.7)	и не выше

25, число зубьев колеса z2 z z1 ; делительный диаметр шестерни d1 mz1,

колеса d2 mz2 ; начальный диаметр шестерни dw1 2aw z2 z1 1 , колеса dw2 2aw dw1 ; диаметр окружности впадин зубьев шестерни

d f 1 d1 2m 125, x1 , колеса d f 2 d2 2m 125, x2 ; диаметр окружности

вершин зубьев шестерни da1 2aw d f 2 0,5m , колеса da2 2aw d f 1 0,5m ; ра-

бочая ширина венца bw baaw (округлить до стандартного линейного размера).

6. РАСЧЕТ ПАРАМЕТРОВ КОСОЗУБОЙ ПЕРЕДАЧИ (БЕЗ СМЕЩЕНИЯ)

Предварительное число зубьев: z 2aw cos 12 mn , где mn - нормальный модуль, вычисленный по формуле (15) и выбранный по табл.6.

Полученное значение z округляют до ближайшего целого.

Точное значение угла наклона зубьев arccos mn z 2aw . Если полу-

ченное значение β выходит за пределы 8...20 , то следует изменить z .

Число зубьев шестерни z1 z u 1 14 , для несоосного редуктора не выше 25, а для соосного редуктора не выше 30, колеса z2 z z1 ; диаметры

делительной и начальной окружностей шестерни d1 dw1					mn z1 cos ,	колеса
d2 dw2 mn z2	cos ;	диаметры окружностей		вершин	зубьев шестерни
dа1 d1 2mn ,	колеса	dа2 d2 2mn ;	диаметры	окружностей впадин		зубьев
шестерни d f 1 d1 2,5mn , колеса d f 2			d2 2,5mn ; рабочая ширина венца коле-
са b ba a (округлить до стандартного линейного размера).
Примечание: все диаметры считать с точностью до 0,01 мм.

7. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧ ТИХОХОДНОЙ И БЫСТРОХОДНОЙ СТУПЕНЕЙ ПО КОНТАКТНЫМ НАПРЯЖЕНИЯМ

Необходимое условие прочности:

ZM ZH Z

wHt

u 1

H ,

(16)

dw1u

где ZM

Епр

– коэффициент материала, для стальных колес

1 2

Z M 271 Н

мм2 ; Z H

2 cos2

– коэффициент геометрии, для прямозубых ко-

sin 2 w

лес ZH

, для косозубых колес – ZH

1,76cos

;

– коэффици-

2 sin 2

ент, учитывающий перекрытие зубьев, для прямозубых колес Z

4 3 ;

для косозубых – Z

1 2

– коэффициент торцового перекрытия, 1

z1 tg a1

tg tw 2 ,

2 z2

tg a2

tg tw

2 ; a

– угол профиля в вершине зубьев,

arccos d1 cos20 da1 ,

arccos d2 cos20 da2 , tw

– угол зацепле-

ния в торцовом сечении, для прямозубых колес tw aw , для косозубых колес

tw arctg tg 20 cos ; wHt

2T 103

KH KH KHV

– удельная расчетная окруж-

dw1

ная нагрузка, Н/мм; K H – коэффициент распределения нагрузки между зубья-

ми, для прямозубых колес K H 10,

, для косозубых – по графику (рис. 5) в за-

висимости от скорости

V 0,5 d

10 3 м с и степени точности; K

– тот же,

что и в расчете по формуле (14); K HV - коэффициент, учитывающий динамическую

нагрузку в зацеплении, зависит от скорости V и от степени точности (аналогично коэффици-

енту K H ), определяется по табл. 8.

1,12

1,30

1,10

1,25

1,08

1,20

1,06

1,15

1,04

1,10

1,02

1,05

V , м с

7V, м с 1,00

1,00

Рис.5. График определения коэффициента распределения нагрузки между зубь-

ями для 7 и 8-й степеней точности (по ГОСТ 21354-75)

Таблица 8

Зависимость коэффициента K HV от окружной скорости

Степень	Твер-			K HV при V , м с
точно-	Твер-	Вид зубьев		K HV при V , м с
точно-	дость	Вид зубьев
сти	дость
сти
			1	2	4	6	8	10
7-я	НВ 350	Прямозубые	1,04	1,07	1,14	1,21	1,29	1,36

		Косозубые	1,02	1,03	1,05	1,06	1,07	1,08
	НВ 350	Прямозубые	1,03	1,05	1,09	1,14	1,19	1,24
		Косозубые	1,00	1,01	1,02	1,03	1,03	1,04
8-я	НВ 350	Прямозубые	1,04	1,08	1,16	1,24	1,32	1,4

		Косозубые	1,01	1,02	1,04	1,06	1,07	1,08
	НВ 350	Прямозубые	1,03	1,06	1,1	1,16	1,22	1,26
		Косозубые	1,01	1,01	1,02	1,03	1,04	1,05

									Таблица 9
	Зависимость коэффициента K FV					от окружной скорости

Степень	Твер-	Вид зубь-			K FV при V , м с
точности	дость	ев
			1		2	4	6	8	10
7-я	НВ 350	Прямозубые	1,08		1,16	1,33	1,50	1,67	1,80
		Косозубые	1,03		1,06	1,11	1,16	1,22	1,27
	НВ 350	Прямозубые	1,03		1,05	1,09	1,13	1,17	1,22
		Косозубые	1,01		1,02	1,03	1,05	1,07	1,08
8-я	НВ 350	Прямозубые	1,10		1,20	1,38	1,58	1,78	1,96
		Косозубые	1,03		1,06	1,11	1,17	1,23	1,29
	НВ 350	Прямозубые	1,04		1,06	112	1,16	1,21	1,26
		Косозубые	1,01		1,02	1,03	1,05	1,07	1,08
При H H по формуле (16)				следует повысить H , выбрав другую

марку стали и термообработку, или изменить параметры, увеличив b или а ,

предварительно убедившись в правильности расчетов, для чего сравнить расчет по формуле (16) с расчетом по формуле (14) и выяснить причину расхождений.

При H H (в основном для быстроходной ступени соосного редук-

тора) после проверки F F по формуле (17) целесообразно уменьшить b (соответственно ba и K H ) для снижения металлоемкости редуктора.

8. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧ ТИХОХОДНОЙ И БЫСТРОХОДНОЙ СТУПЕНЕЙ ПО НАПРЯЖЕНИЯМ ИЗГИБА

Необходимое условие прочности:

			F	Y F Y Y	wFt	F ,	(17)

					mn
где wFt		2T 103	KF KF KFV
	1			– удельная расчетная окружная нагрузка, Н/мм;
		dw1 bw

K F	- коэффициент распределения нагрузки между зубьями, для прямо-
зубых колес K F 10, , для косозубых – по графику (рис. 5) аналогично K H
для формулы (16); K F - то же, что и в расчете по формуле (15); K FV							- коэффи-

циент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, по табл. 9; Y F - ко-

эффициент формы зуба по табл.10; Y - коэффициент, учитывающий угол на-

клона зубьев , Y 1 140 ; Y - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, для прямозубых колес Y 10, , для косозубых Y 1 ( – то же, что

и при определении Z в формуле (16)).

При невыполнении условия (17) следует увеличить модуль зацепления без изменения aw , за счет уменьшения z1 и z2 . Значение H при этом не изме-

нится. При F [ F] корректировка модуля в сторону уменьшения нецеле-

сообразна.

															Таблица 10
Зависимость коэффициента формы зуба Y F										от приведенного числа зубьев
		Zv Z cos3		и коэффициента смещения х
Коэффици-					Y	F	при Z		v	Z	cos	3
ент смеще-						F			v			3
ент смеще-
ния х
	12	14	17	20	25		30	40			50		60	80	100	200
0.8	2.9	3.0	12	3.10	3.19	3.21		3.3			3.33		3.39	3.41	3.49	3.56	3.63
0.7	3.12	3.14	3.18	3.2	3.23		3.3	3.35			3.39		3.41	3.42	3.5	3.56	3.63
0.6	3.3	3.3	3.3	3.31	3.32	3.33		3.4			3.41		3.42	3.43	3.5	3.57	3.63
0.5	4.46	3.42	3.40	3.39	3.39	3.40		3.42			3.42		3.43	3.44	3.56	3.58	3.63
0.4	3.68	3.6	3.53	3.50	3.48	3.45		3.45			3.46		3.46	3.50	3.58	3.59	3.63
0.3	3.9	3.78	3.68	3.61	3.58	3.53		3.50			3.50		3.55	3.57	3.60	3.6	3.63
0.2		4.0	3.82	3.74	3.68	3.61		3.59			3.58		3.58	3.58	3.60	3.60	3.63
0.1			4.08	3.91	3.79	3.70		3.62			3.6		3.6	3.61	3.61	3.61	3.63
0.0			4.3	4.1	3.72	3.80		3.72			3.64		3.62	3.61	3.61	3.61	3.63
- 0.1				4.3	4.06	3.70		3.78			3.67		3.69	3.64	3.64	3.62	3.63
- 0.2					4.22	4.10		3.83			3.75		3.73	3.65	3.65	3.62	3.63
- 0.3					4.45	4.33		3.93			3.81		3.75	3.69	3.69	3.63	3.63

9. РАСЧЕТ СОСТАВЛЯЮЩИХ УСИЛИЙ В ЗАЦЕПЛЕНИИ

Определение составляющих усилий в зацеплении требуется для даль-

нейших расчетов при проектировании корпуса, подшипников и валов редукто-

ра.

Для тихоходной ступени (прямозубой):

FtT 2Tп 103 – окружная сила, Н; dw1

FrT FtT tg w – радиальная сила, Н.

Для быстроходной ступени (косозубой):

FtБ 2TБ 103 – окружная сила, Н; d1Б

<<< < Предыдущая 12 / 62 3 4 5 6 > Следующая >>>

Соседние файлы в предмете [НЕСОРТИРОВАННОЕ]

#
11.11.2019173.06 Кб1Kopia_UMK_Finansy.doc
#
04.12.2018162.82 Кб2KSYe_5_otvety_2003_1.doc
#
28.09.2019623.1 Кб3KSYe_ekzamen_otvety.doc
#
25.11.20191.02 Mб11kursovaya_PRIS.doc
#
02.05.2015751.1 Кб57Kursovik.doc
#
02.05.20151.44 Mб14kursred_copy.pdf
#
17.07.2019171.01 Кб13Lab_F1.doc
#
02.05.2015677.38 Кб208Lektsii_po_Mirovoy_ek.doc
#
18.11.2019129.54 Кб8LEKTsIYa_3.doc
#
12.11.20181.09 Mб5Metodihka.doc
#
04.11.2018219.65 Кб5mikra.doc