- •1 ЗАГАЛЬНІ ВІДОМОСТІ ПРО ПРИВОДИ
- •1.2 Огляд основних типів редукторів
- •Коефіцієнт корисної дії приводу
- •Таблиця 2.1- Значення ККД для механічних передач
- •Ланцюгова
- •Таблиця 2.2- Передаточні числа циліндричних зубчастих передач
- •(ГОСТ 2186-66)
- •Таблиця 2.3- Загальні передаточні числа двоступеневих редукторів
- •(ГОСТ 2186-66)
- •Таблиця 2.4- Передаточні числа конічних зубчастих передач
- •(ГОСТ 12289-76)
- •Таблиця 2.5- Передаточні числа черв’ячних передач (ГОСТ 2144-76)
- •Назва редуктора
- •Таблиця 2.7 - Рекомендовані значення u для різних типів редукторів
- •Тип передачі
- •Схема редуктора
- •Значення uп
- •Двоступеневий
- •циліндричний
- •редуктор
- •Розгорнута схема
- •Двоступеневий
- •співвісний редуктор
- •Двоступеневий
- •співвісний редуктор з
- •внутрішнім
- •зачепленням
- •Швидкохідна ступінь
- •Циліндрично-
- •черв’ячний редуктор
- •Продовження таблиці 2.7
- •Циліндрично-черв’ячний
- •редуктор
- •Черв’ячно-циліндричний
- •редуктор
- •Одноступеневі:
- •Таблиця 3.2 - Рекомендовані поєднання матеріалів шестірні
- •Поверхневе гартування
- •Таблиця 3.5 – Значення показників степеня кривої втоми m
- •Таблиця 3.7 - Границі витривалості зубців при згині
- •Сталі
- •Таблиця 3.16 - Коефіцієнт форми зубців YF
- •Площа
- •Таблиця 7.1 – Визначення сил в зачепленні механічних передач
- •Вид передачі
- •Значення сили, Н
- •Колова
- •Радіальна
- •Осьова
- •Колова
- •Радіальна
- •Осьова
- •Колова
- •Радіальна
- •Осьова
- •Муфта
- •Радіальна
- •Вал – шестірня
- •Вал – колеса
- •Таблиця 8.1 – Розміри проточок для різьби під круглі гайки
- •Умови роботи підшипника
- •Поля допусків
- •Таблиця 8.6 - Пластичні мастильні матеріали
- •Таблиця 8.7 – Манжети гумові армовані
- •Таблиця 9.1 - Значення коефіцієнта режиму навантаження К
- •Машини
- •L, мм не більше
- •Твердість згідно з ГОСТ 263-75, ум., од. ............…………………………...... 50—65
- •Таблиця 9.7 – Розміри і параметри муфти пружної втулково-пальцевої
- •Закінчення таблиці 9.7
- •Таблиця 9.8– Розміри (мм) пальців і втулок муфти пружної втулково-пальцевої
- •Закінчення таблиці 9.15
- •Таблиця 9.18 – Розміри і параметри ланцюгової однорядної муфти
- •Таблиця 10.11 - Зубці і вінець зірочки в поперечному перерізі
- •Параметри
- •Орієнтовні значення, мм
- •Параметри
- •Орієнтовні значення, мм
- •Розміри елементів спряжень литих корпусів, мм
- •Розміри елементів фланців литих корпусів, мм
- •Розміри гнізд підшипників і кришок, що прикручуються, мм
- •Кріплення
- •Кріплення
- •Кріплення
- •Кришки врізні, мм
- •Таблиця 10.14 - Кришка оглядового вікна
- •Таблиця 10.17 Пробки для зливу масла
- •Таблиця 10.33 Значення в’язкості масел, що рекомендуються для змащування черв’ячних передач при 1000С
- •Таблиця 10.38 - Види допусків
- •Найбільш раціонально розпочинати компонування цього редуктора з вхідного і вихідного валів. Після попереднього конструктивного оформлення підшипникових вузлів можна переходити до проміжного вала.
- •Параметри
- •Продовження таблиці 10.44
- •перетворимо нерівності (11.4), (11.5) в рівності і одержимо:
- •де Рвих – потужність на вихідному валі приводу, Вт.
- •Допустимі контактні напруження для шестірні і колеса
- •Еквівалентне число зубців шестерні і колеса
- •Допустимі контактні напруження для шестірні і колеса
- •2 ПРОЕКТУВАННЯ ПРИВОДУ
- •2.1. Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок приводу
- •Кутова швидкість вала електродвигуна
- •Допустимі контактні напруження для шестірні і колеса
- •2.4. Попередній розрахунок валів редуктора
- •Розрахункове значення кроку ланцюга
- •Розрахункова міжосьова відстань
- •Товщина фланців корпуса і кришки редуктора
- •Вихідний вал редуктора
- •4 ПРОЕКТУВАННЯ ПЕРЕДАЧІ
- •5.1 Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок приводу
- •Кутова швидкість вала електродвигуна
- •Література
- •Потуж-
- •Синхронна частота обертання, хв-1
- •Типо-
- •розмір
- •Типо-
- •розмір
- •Типо-
- •розмір
- •Типо-
- •розмір
- •Таблиця B.1 - Ланцюги типу ПРА
- •Таблиця B.2 - Ланцюги типу ПР
- •Таблиця B.3 - Ланцюги типу 2ПР
- •Таблиця B.4 - Ланцюги типу 3ПР
- •Таблиця B.5 – Ланцюги типу 4ПР
- •Таблиця B.6 – Ланцюги типу ПВ і 2ПВ
- •Таблиця В.7 – Ланцюги типу ПРИ
- •Розміри, мм
- •Розрахункові параметри
- •Особливо легка серія діаметрів 1, серія ширин 7
- •Особливо легка серія діаметрів 1, серія ширин 7
- •Легка серія діаметрів 2, серія ширин 0
- •Підшипник 315 ГОСТ 8338-75
- •Таблиця Г.2 - Кулькові підшипники радіальні дворядні сферичні
- •Легка серія
- •Легка широка серія
- •Середня серія
- •Середня широка серія
- •Підшипник 1204 ГОСТ 5720 -75
- •Кульки
- •Особливо легка серія
- •Легка серія
- •Важка серія
- •Приклад умовного позначення підшипника за ГОСТ 831 -75 з умовним позначенням 46205:
- •Підшипник 46205 ГОСТ 831-75
- •Таблиця Г.4-Роликові підшипники радіальні з короткими циліндричними роликами
- •Розміри, мм
- •Надлегка серія
- •Особливо легка серія
- •Легка широка серія
- •Середня серія
- •Середня широка серія
- •Важка серія
- •Підшипник 32315 ГОСТ 8328-75
- •Еквівалентне осьове навантаження
- •Легка серія діаметрів 2
- •Середня серія діаметрів 3
- •Важка серія діаметрів 4
- •Підшипник 8210 ГОСТ' 6874-75
- •Розміри, мм
- •Надлегка серія діаметрів 9
- •Особливо легка серія діаметрів 1
- •Легка серія діаметрів 2
- •Середня серія діаметрів 3
- •Середня широка серія діаметрів 6
- •Розміри, мм
- •Ролики
- •Розрахункові параметри
- •Підшипник 27312 ГОСТ 7260-81
- •Таблиця Д.15 – Шайби кінцеві (ГОСТ 14734-69)
- •Таблиця Д.16 – Шпильки з кінцем, що вгвинчується, довжиною
- •1d (ГОСТ 22032-76), 1,25d (ГОСТ 22034-76), 2d (ГОСТ 22038-76)
- •Таблиця Д.18 – Штифти конічні (ГОСТ 3129-70)
- •Таблиця Д.20-Збіги, проточки та фаски для метричної різьби ГОСТ 10549-80
- •Таблиця Д.23 – Кришки торцеві з отвором під манжетне ущільнення
- •(ГОСТ 18512-73)
- •Таблиця Д.26 – Кришки (торцеві та врізні) під регулювальні гвинти
- •Таблиця Д.27 – Стальні ущільнюючі шайби
Розділ 12 |
Приклади розрахунку і проектування передач |
вибираємо, в якості двигуна приводу, асинхронний електричний двигун серії
4А типу 132S2: паспортна потужність - |
|
Рдв |
= 5,5 кВт, асинхронна частота |
||||||||||||||||||||||||||||||||
обертання – nдв=967 хв-1. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||
Частота обертання, кутова швидкість та крутний момент для першого |
|||||||||||||||||||||||||||||||||||
вала приводу (вал двигуна): |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
π nдв |
|
|
|
π |
967 |
|
|
|
|||||||||||||||||
|
|
|
|
|
-1 |
|
|
|
|
ωдв |
= |
|
= |
=101,26с |
−1 |
. |
|||||||||||||||||||
nдв = 967 хв |
; |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||||||||||
|
|
|
|
|
30 |
|
|
|
|
30 |
|
||||||||||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
Рдв. р |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||
|
|
|
|
Т |
дв |
= |
|
|
= |
|
|
5292 |
|
= 52,3 Нм. |
|
|
|||||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
ωдв |
|
101,26 |
|
|
|
||||||||||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||
Вхідний вал редуктора |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||
|
|
|
|
n |
= 967хв−1 |
, ω |
1 |
= ω |
дв |
=101,26с−1 . |
|
|
|||||||||||||||||||||||
|
|
|
|
1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
T1 = Tдв η1 η4 = 52,3 0,99 0,99 = 51,3 Нм. |
|
|
|||||||||||||||||||||||||||||||||
Вихідний вал редуктора |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||
|
|
|
|
|
n2 = |
|
n1 |
= |
|
|
967 |
= 42,30хв−1 ; |
|
|
|||||||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
uзаг |
22,86 |
|
|
||||||||||||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||
|
|
|
|
|
ω3 = |
|
π n3 |
= |
|
|
π 42,3 |
= 4,43с−1. |
|
|
|||||||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
30 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
30 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
T2 = T1 u η2 η4 = |
51,3 |
22,86 0,8 0,99 = 928,8 Нм. |
|||||||||||||||||||||||||||||||||
Вихідний вал приводу |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||
|
|
n3 = n2 |
= 42,3 хв-1, ω3 = ω2 = 4,43 с-1. |
|
|
||||||||||||||||||||||||||||||
T3 |
= T2 η3 |
η4 = 928,8 0,99 0,99 = 910,3 Нм. |
|
|
|||||||||||||||||||||||||||||||
Перевіряємо точність обчислень. Величина заданого крутного моменту |
|||||||||||||||||||||||||||||||||||
на валу барабана |
|
|
|
|
9550 Pвих |
|
|
|
|
|
9550 4,027 |
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||||||||||
T |
|
|
|
= |
|
= |
= 909,2 Нм. |
|
|
||||||||||||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||||||||||||||||||||
вих |
|
|
|
n3 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
42,3 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||
Відхилення розрахункового значення Твих від заданого |
|
|
|||||||||||||||||||||||||||||||||
= |
|
|
Tвих |
−T3 |
|
100 = |
|
909,3 −910,2 |
|
|
100 = 0,1% <[1%]. |
||||||||||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|||||||||||||||||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|||||||||||||||||||||||||||||||
|
|
|
T |
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
909,3 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||
|
|
|
|
|
вих |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Похибка результатів розрахунку знаходиться в допустимих межах. При
визначенні напрямку обертання валів, приймаємо що напрям підйому витка черв’яка – правий, а обертання вихідного вала приводу – за годинниковою стрілкою. Результати обчислень зводимо в таблицю 1.1.
Таблиця 1.1 – Результати розрахунку приводу |
|
|||
№ вала |
n, хв-1 |
ω, c-1 |
Т, Н м |
Напрям обертання |
дв |
967 |
101,26 |
52,3 |
За год. стрілкою |
1 |
967 |
101,26 |
51,3 |
За год. стрілкою |
2 |
42,3 |
4,43 |
928,8 |
Проти год. стрілки |
3 |
42,3 |
4.43 |
910,3 |
Проти год. стрілки |
345
Розділ 12 |
Приклади розрахунку і проектування передач |
3.2 Вибір матеріалів зубчастого вінця колеса і черв’яка. Визначення допустимих напружень
Орієнтоване значення швидкості ковзання (розділ 5):
υs = 4 10−3 ω1 3 Т2 = 4 10−3 101,26 3 928,8 = 3,95 м/с.
де ω2 − кутова швидкість черв'яка, с-1; T2 - крутний момент на валу черв'яч-
ного колеса, Н м.
Згідно розділу 5, для середніх швидкостей ковзання υS=2…5м/с, приймаємо в якості матеріалу вінця черв'ячного колеса неолов’яну бронзу марки БрА10ЖЗМц15, в якості матеріалу черв'яка - сталь марки 40Х, термообробка – об'ємне гартування, HRCэ 45...50. Для одиничного виробництва спосіб одержання заготовки вінця колеса – відливання в земляні форми. Механічні характеристики відливки (таблиця 5.1, розділ 5)
σв = 450 МПа; σТ = 300 МПа.
Допустиме контактне напруження для бази випробувань NHO=107 визначається за формулою
σ HPO = 300 − 25υS = 300 − 25 3,95 = 201,2 МПа.
Термін роботи h передачі в роках
h = К 365Кр 24Кд =12 365 0,8 24 0,7 = 58867 год.
Число циклів зміни контактних напружень в зубцях колеса за час роботи передачі
NΣ = 60n3h = 60 42,3 58867 =14,9 107.
Еквівалентне число циклів зміни контактних напружень для змінного режиму навантаження, згідно розділу 3, визначають за формулою
NHE = NΣ μH =14,9 107 0,18 = 2,69 107. |
|||||
де μH − коефіцієнт режиму навантаження. Для середнього нормального ре- |
|||||
жиму навантаження - μH = 0,18. |
|
|
|||
Коефіцієнт довговічності |
|
|
|||
0,67 ≤ KHL = 8 |
N |
НО |
= 8 |
107 |
= 0,88 ≤1,15. |
|
|
2,69 107 |
|||
|
NHE |
|
|||
Допустиме контактне напруження |
|
σ HP= σНРО KHL = 201,2 0,88 =177,0 МПа.
Допустиме напруження згину для бази випробовувань NHO=106 при нереверсивному навантажені
σ FPО= 0,08σв + 0,25σT = 0,08 450 + 0,25 300 =111 МПа.
Еквівалентне число циклів зміни напружень згину зубців за термін роботи передачі при змінному навантаженні
NFE |
= NΣ μF =14,9 107 0,063 = 9,4 106 , |
де μF −коефіцієнт режиму навантаження. Для середнього нормального ре- |
|
жиму навантаження - μF |
= 0,063. |
346 |
|
Розділ 12 |
Приклади розрахунку і проектування передач |
Коефіцієнт довговічності при розрахунку на згин визначається за формулою
0,54 ≤ KFL = 9 |
N |
FО |
= 9 |
10 |
6 |
=0,78 ≤1. |
|
NFE |
9,4 106 |
||||||
Допустиме напруження згину |
|
|
|||||
|
|
|
|
|
|
σFP= σFPO KFL =111 0,78 = 86,6 МПа.
3.3Розрахунок закритої черв’ячної передачі
Згідно таблиці 2.7, (розділ 2), при передаточному числі передачі u = 22,86 , число заходів черв'яка - z1 = 2. Число зубців колеса
z2 = z1 u = 2 22,86 = 45,7.
Округлюючи одержане значення до найближчого більшого числа, при-
ймаємо z2 = 46. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Уточнюємо передаточне число |
z2 |
|
|
|
|
|
|||||
|
|
|
u = |
= |
46 |
= 23. |
|||||
|
|
|
z1 |
|
|||||||
|
|
|
|
|
|
2 |
|
|
|
||
Відхилення фактичного значення від найближчого стандартного зна- |
|||||||||||
чення становить |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
u = |
u |
р −u |
100% |
= |
|
22,4 − 23 |
|
100% = 2,7% <[4%]. |
|||
|
|
||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
|
u р |
|
|
22,4 |
|
|
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
Мінімальне значення коефіцієнта діаметра черв'яка, визначається за |
|||||||||||
формулою |
|
= (0,22...0,4) z2 |
= (0,22...0,4) 46 =10...18. |
||||||||
qmin |
За таблицею 5.2, з врахуванням умови q ≥ qmin , приймаємо q =10.
Коефіцієнт КНβ, що враховує розподіл навантаження по ширині вінця черв'ячного колеса, визначаємо за формулою
|
|
|
|
|
|
|
|
|
z |
2 |
|
3 |
|
|
|
46 |
|
3 |
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
K Hβ |
=1 + |
|
|
|
|
(1 − x)=1 + |
|
|
|
(1 − 0,5)=1,076 , |
||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
θ |
|
|
|||||||||||||||||||
де |
θ −коефіцієнт |
|
|
|
|
|
|
|
|
86 |
|
|
(таблиця |
5.4, |
|
розділ 5); |
||||||||||||
деформації черв'яка, |
θ=86, |
|
|
|||||||||||||||||||||||||
x − коефіцієнт що враховує вплив режиму роботи передачі на припрацюван- |
||||||||||||||||||||||||||||
ня зубців. Для середнього нормального режиму – х=0.5. |
|
|
|
|
|
|
||||||||||||||||||||||
|
Мінімальне значення aw min |
визначається за формулою |
|
|
|
|
||||||||||||||||||||||
|
|
|
|
z |
2 |
|
|
|
T3 КHβ |
q2 |
|
46 |
|
|
|
|
928,8 1,076 10 |
2 |
|
|||||||||
a |
w min |
= К |
|
|
+1 |
3 |
|
|
|
|
|
|
|
|
= 310 |
|
+1 |
3 |
|
|
|
|
|
|
=199 мм, |
|||
|
|
2 |
|
|
|
|
|
|
|
2 |
|
|
2 |
|
||||||||||||||
|
|
a |
q |
|
|
σ HP2 |
|
10 |
|
|
|
|
46 |
177 |
|
|
||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
(z2 ) |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||||
де Ка=310Мпа1/2 – для матеріалів сталь – бронза . |
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||||||||||||
|
Згідно з ГОСТ 2144-70 (табл.5.3, розділ 5) результат округлюємо до |
|||||||||||||||||||||||||||
найближчого стандартного значення - aw = 200 мм. |
|
|
|
|
|
|
||||||||||||||||||||||
|
Розрахункове значення модуля визначається за формулою |
347 |
||||||||||||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Розділ 12 |
Приклади розрахунку і проектування передач |
m′ = |
2 aw |
= |
2 200 |
= 7,1 мм. |
z2 + q |
46 +10 |
|||
Коефіцієнту діаметра черв'яка, |
q =10, відповідають найближчі станда- |
ртні значення модуля m = 6,3 і 8. Вибираємо найближче більше значення
модуля m = 8 мм. Тоді, фактична |
міжцентрова відстань, при q =10 і |
|||||
m = 8 мм рівна |
|
|
|
|
||
aw = |
mC (q + z2 ) |
|
= |
8 (10 + 46) |
= 224 мм. |
|
|
2 |
|
||||
2 |
|
|
|
|
Визначення конструктивних розмірів колеса і черв’яка. Параметри
вихідного контуру черв'яка мають такі значення: α = 20o ; c* = 0,2 ; ha* =1; h*f =1,2 ; коефіцієнт розрахункової товщини витка s* = 0,5π .
Згідно з параметрами стандартного вихідного контуру розміри черв'яка (рис.5.1) визначаються за формулами:
висота головки витка
ha = ha* m =1 8 = 8 мм;
висота ніжки витка
ділильний діаметр |
hf = h*f m =1,2 8 = 9,6 мм; |
|||||||||
d1 = m q = 8 10 = 80 мм; |
||||||||||
|
|
|
||||||||
діаметр вершини витка |
|
|
|
|
||||||
da |
= d1 + 2ha = d1 + 2m = 80 + 2 8 = 96 мм; |
|||||||||
1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
||
діаметр западин |
|
|
= d1 − 2,4m = 80 − 2,4 8 = 60,8 мм; |
|||||||
d f1 = d1 − 2hf |
||||||||||
довжина нарізаної частини черв'яка визначається з умови |
||||||||||
b1 ≥ (11+ 0,06 z2 ) m ≥ (11+ 0,06 46) 8 ≥110,08 мм. |
||||||||||
Приймаємо b1=112мм. |
|
|
|
|
|
|||||
Розміри черв'ячного колеса: |
|
|
|
|||||||
ділильний діаметр |
d2 |
= m z2 = 8 46 = 368 мм; |
||||||||
|
|
|
||||||||
діаметр вершин зубців |
|
|
|
|
||||||
|
|
da2 |
= d2 + 2m = 368 + 2 8 = 384 .мм; |
|||||||
найбільший діаметр колеса |
|
|
|
|||||||
d |
|
≤ d |
a2 |
+ |
6m |
= 384 + |
6 8 |
≤ 396 мм, |
||
|
|
|
||||||||
|
am2 |
|
|
z1 + 2 |
2 + 2 |
|
||||
приймаємо dam2 = 396 мм; |
|
|
|
|||||||
|
|
|
|
|
|
|||||
діаметр впадин |
= d2 − 2,4 m = 368 − 2,4 8 = 348,8 мм; |
|||||||||
d f |
ширина зубчастого вінця колеса, при z1 = 2
348
Розділ 12 |
Приклади розрахунку і проектування передач |
b2 ≤ 0,75 da1 ≤ 0,75 96 ≤ 71 мм.
Визначаємо кут підйому витка черв'яка
γ = arctg zq1 = arctg 102 =11,3099 .
Перевірка міцності передачі на контактну втому і втому при згині.
Сили в зачепленні:
колова сила на черв’ячному колесі і осьова на черв’яку
|
|
|
|
F |
|
|
= F |
= |
2T2 |
|
= |
2 928,8 |
= 5047,8 Н; |
||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||||||
|
|
|
|
t |
|
|
|
|
|
a |
|
d2 |
0,368 |
|
|
|
|
||||
|
|
|
|
|
2 |
|
|
1 |
|
|
|
|
|
||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
осьова сила на черв'ячному колесі і колова на черв’яку |
|||||||||||||||||||||
|
|
F |
2 |
= F |
1 |
tgγ |
= 5047,8 tg11,30990 |
=1009,6 Н; |
|||||||||||||
|
|
а |
|
|
|
t |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
радіальна сила в зачепленні |
|
|
|
|
=1837,2 Н. |
||||||||||||||||
|
|
F |
|
= R |
t 2 |
|
= F |
tgα = 5047,8 tg20o |
|||||||||||||
|
|
r1 |
|
|
|
|
|
t1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
Швидкість ковзання |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||
υ |
S |
= |
|
υ1 |
|
|
|
= |
0,5d1ω1 |
= |
|
0,5 0,08 101,212 |
= 4,13 м/с. |
||||||||
сosγ |
|
|
|
|
соs11,3099o |
|
|
||||||||||||||
|
|
|
|
|
cооγ |
|
|
|
|
υS = 4,13 м/с, згідно з |
|||||||||||
Ступінь точності |
|
виготовлення передачі при |
табл.5.6 (розділ 5) - сьома. Коефіцієнт динамічного навантаження для 7-мої ступені точності і υS = 4,13 м/с згідно з табл.5.5, Kv = 1,1. Так як попередньо
вибрані значення z1 i θ не змінились, то КHβ=1,076.
Питома колова сила при розрахунку активних поверхонь зубців на контактну втому
wHt = |
Ft 2 |
KHβ KН v |
= |
5047,8 |
1,076 |
1,1 |
= 84,15 |
Н/мм. |
b2 |
71 |
Для черв'ячної передачі з архімедовим циліндричним черв'яком
αn = arctg(tgα соsγ )= arctg (tg20o cos11,3099o )= 19,64160.
Величина коефіцієнта ZН, який враховує форму спряжених поверхонь, визначаєvj за формулою
Z |
H |
= |
|
2cosγ |
= |
2 соs11,3099o |
=1,76. |
|
|||
sin 2αn |
|
|
|||||||||
|
|
|
sin39,2832o |
|
|||||||
Контактні напруження у зачепленні |
|
|
|
|
|||||||
σH = ZE ZH Zε |
|
wHt |
= |
210 1,76 0,75 |
84,15 |
=132,6 |
МПа. |
||||
|
|
368 |
|||||||||
|
|
|
|
d2 |
|
|
|
|
|||
де ZE − коефіцієнт, що враховує механічні властивості черв'яка і черв'ячно- |
|||||||||||
го колеса, ZE = 210 МПа1/2; |
|
Z ε − коефіцієнт сумарної довжини контактних |
ліній у зачеплені, Zε = 0,75 .
Уточнюємо значення допустимих контактних напружень
σHP = (300 − 25υS ) КHL = (300 − 25 4,13) 0,88 =173,1МПа.
349
Розділ 12 |
Приклади розрахунку і проектування передач |
Умова міцності на контактну втому виконується
σН =132 6, МПа<σHP
Коефіцієнт Yβ , який враховує нахил зубців черв'ячного колеса, визна-
чаємо за формулою |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
γ |
|
|
|
1 |
|
|
|
11,3099 |
0 |
|
|
1 |
|
|
|
|
|||||||||||
Yβ |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
= 0,937. |
||||||||||||||||||
= 1 − |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
= 1 |
− |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||
140 |
0 |
|
|
|
|
|
|
|
|
140 |
0 |
|
|
|
|
|
|
0 |
||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
cosγ |
|
|
|
|
|
|
|
cos11,3099 |
|
|
|||||||||||||||||
Еквівалентне число зубців |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||||||||
|
|
Zv2 = |
|
Z2 |
= |
|
46 |
|
= 48,787 49. |
|
|
|||||||||||||||||||||||
|
|
cos3 γ |
cos3 11,3099o |
|
|
|||||||||||||||||||||||||||||
Коефіцієнт YF |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||||||||||
|
форми зубців, при Zv2 49, вибираємо за табл.5.7 (роз- |
|||||||||||||||||||||||||||||||||
діл 5) -YF =1,456. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
Напруження згину |
|
wFt |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
84,15 |
|
|
|
|
|
||||||||||||
σ |
F |
= Y |
F |
Y Y |
|
|
|
|
=1,456 0,937 0,75 |
= 8,6 МПа, |
||||||||||||||||||||||||
|
|
|
||||||||||||||||||||||||||||||||
|
|
|
β ε |
|
|
m |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
10 |
|
|
|
|
|
||||||||||
де Yε − коефіцієнт перекриття зубців -Yε |
= 0,75 (розділ 5); |
|
|
|
||||||||||||||||||||||||||||||
wFt = wHt = 84,15 Н/мм. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
= 8,6 МПа<σFP |
|||||||||
Умова міцності на контактну втому виконується σF |
||||||||||||||||||||||||||||||||||
Значення ККД передачі |
|
|
|
|
|
|
|
|
tg11,30990 |
|
|
|
|
|
||||||||||||||||||||
η = 0,955 |
|
|
|
tgγ |
|
|
|
|
|
= |
0,955 |
|
|
|
|
|
= 0,827 , |
|||||||||||||||||
tg(γ +ϕ′) |
tg(11,30990 |
+1,6950 ) |
||||||||||||||||||||||||||||||||
де ϕ′ = 1,6950 − кут тертя, |
|
який визначається за табл. 5.8 ( розділ 5 ). |
3.4 Проектний розрахунок валів редуктора
Ведучий вал. Розрахункове значення діаметра d1 (рис.7.8, а) вхідного кінця черв’яка визначаємо з умови міцності на кручення за заниженими значеннями допустимих напружень
d1 = 3 |
|
T |
52,3 |
10 |
3 |
= 25,93 мм. |
||
|
1 |
|
= 3 |
|
|
|
||
0,2τadm |
|
|
15 |
|
||||
|
0,2 |
|
|
|||||
При з’єднані двигуна редуктором через муфту повинна виконуватись |
||||||||
умова |
|
|
|
|
|
|
|
|
d1 = (0,8...1,2) dдв |
= (0,8...1,2) 38 = 30,4...45,6 мм. |
|||||||
В інтервалі значень d1 |
приймаємо найменше стандартне значення |
|||||||
(див. розд.7.2) - d1 = 32 мм. |
|
|
|
|
|
|
|
|
Розрахункове значення діаметра ділянки вала під манжету рівне |
d2 м = d1 + 2t = 32 + 2 2,5 = 37 мм.
Округлюємо одержане значення до найближчого стандартного значення внутрішнього діаметра манжети (табл.8.7) - d2 м = 38 мм. Найближче ста-
ндартне значення діаметру під підшипник d2 вибирається за умовою
350
Розділ 12 |
Приклади розрахунку і проектування передач |
d2 ≥ d2 м , d2 = 40 мм.
Розрахункове значення діаметра упорного бурта підшипника d3 = d2 + 3,2r = 40 + 3,2 2,5 = 48 мм.
Ведений вал. Розрахункове значення діаметра d1 вихідного кінця вала колеса (рис.7.9, б)
d1 = 3 |
T |
= 3 |
910,3 10 |
3 |
= 61,05 мм. |
2 |
|
|
|||
0,2τadm |
0,2 20 |
|
|||
|
|
|
|
Округлюємо до найближчого більшого стандартного значення (див.
розд.7.2), d1 = 63 мм.
Розрахункове значення діаметра вала під манжету і підшипник
d2 = d1 + 2t = 63 + 2 3,3 = 69,6 мм.
Результат округлюємо до найближчого стандартного значення внутрішнього діаметра манжети (табл.8.7), d2 м = 70 мм.
Розрахункове значення діаметра вала під колесом d3 = d2 + 3,2r = 70 + 3,2 3,5 = 81,2 мм.
Результат округлюємо до стандартного значення d3 = 80 мм.
3.5 Ескізна компоновка редуктора
Викреслюємо на міліметровому папері в масштабі 1:1 фронтальну і профільну проекції черв’ячної передачі, так як це показано на рис.10.55,а. Величина зазору між маточиною колеса і внутрішньою поверхнею стінки корпуса рівна
приймаємо е1=11мм.
Величина зазору між колесом і внутрішньою поверхнею стінок корпуса і кришки
b =1,2δ =1,2 11 =13,2 ,
приймаємо b=13мм. Віддаль від осі черв’яка до внутрішньої поверхні днища корпуса
де d2 – діаметр вала черв’яка під підшипником. Приймаємо Н1=90мм. Окреслюємо внутрішню поверхню редуктора е1=11мм, b=13мм,
Н1=90мм, так як показано на рис.10.55,б.
Згідно з рекомендаціями розділу 8, вибираємо, в якості опор черв’яка, радіально – упорні конічні роликові підшипники легкої серії №7208. В якості опор вала черв’ячного колеса вибираємо радіально – упорні конічні роликові підшипники легкої серії №7214. Параметри підшипників приведені в табл.1.2.
Таблиця 1.2
Умовне |
d |
D |
B |
r |
Вантажність, кН |
351
Розділ 12 |
Приклади розрахунку і проектування передач |
позначення |
|
|
|
|
Динамічна, С |
Статична, С0 |
7208 |
40 |
80 |
20 |
2 |
42,4 |
32,7 |
7214 |
70 |
125 |
26 |
2,5 |
97,6 |
84,5 |
208 |
40 |
80 |
18 |
2 |
25,6 |
18,1 |
Так як діаметр вершин витків черв’яка da1 більший за зовнішній діа-
метр підшипника, da1=96>D=80, то для установки черв’яка підшипники встановлюємо в стаканах, зовнішній діаметр яких
DCT = da1 + (2...4)= 96 + (2...4)= 98...100 мм,
приймаємо DCT=100мм.
Конструкція стаканів приведена на рис.1.3
Рисунок 1.3 Конструкція стаканів підшипникових вузлів
Розміри стаканів: δ3=10мм; δ4=1,2δ3=12мм; h = (1,4…1,5)r = (1,4…1,5)2 = 2,8…3 мм, приймаємо h=3мм. Згідно табл.10.13, при DCT=100 мм, діаметри болтів, які кріплять стакан до бобишки – d4=10мм. Діаметри кола отворів і фланця стакана
D1 = DCT + 2d4 =100 + 2 10 =120мм.
DФ = DCT + 4,5d4 =100 + 4,5 10 =145мм.
На рис.1.4 приведена конструкція кришок підшипникових вузлів.
Рисунок 1.4 Конструкції кришок підшипникових вузлів
352
Розділ 12 |
Приклади розрахунку і проектування передач |
Розміри кришок:δ5=6мм; δ6=1,2δ5 8мм; b1=5мм; с= (1,2…1,5)b1 = 6…7,5мм. Приймаємо с=7мм.
Місце розміщення підшипників черв’яка визначають таким чином. З центра колеса радіусом r1 = 0,5daM 2 + b = 0,5 396 +13 = 211ммпроводимо
дугу. На віддалі l = 0,5DCT + 0,15DCT = 50 +15 = 65ммвід осі черв’яка проводимо пряму, паралельну осі, до перетину з дугою радіуса r1. Провівши через точки перетину прямі, перпендикулярні до осі черв’яка, одержимо торці бобишок підшипникових вузлів, рис.1.5. Радіальна товщина бобишки біля її торця
s = 0,15DCT + 5 = 0,15 100 + 5 = 20мм.
Колова швидкість черв’яка V1 знаходиться в інтервалі 3…5м/с. В цьому випадку зазор між торцями підшипника і бобишки корпуса рівний нулю, тобто торці підшипника і бобишки знаходяться на одній лінії, рис.1.5. Віддаль між торцями бобишок рівна
LT .Б = 2 r12 − (aW −l)2 = 2 2112 − (224 − 65)2 277мм.
Довжина бобишки
lБ = (DaM 2 + 2b + 2δ + 4)− LТ.Б = (396 + 2 13 + 2 11 + 4)− 277 = 85,5мм.
Приймаємо lБ=862мм. 2
Схема установки підшипників черв’яка: ліва опора – плаваюча, радіальний кульковий підшипник легкої серії №208, табл.1.2, права – фіксує переміщення вала в обох напрямах, підшипник здвоєний. При такій схемі теплова деформація черв’яка буде компенсуватись осьовим переміщенням плаваючої опори.
Так як lБ= 86 > 2В +с+b1=40+5+7=52мм, то між кришкою підшипникового правого фіксованого вузла і підшипниками встановлюємо розпірну втулку, рис.1.5.
На рис.1.6 приведена ескізна компоновка установки вала черв’ячного колеса.
Рисунок 1.6 Ескізна компоновка установки вала черв’ячного колеса.
353