Ю.Д. Морозов, В.Г. Лейбенко - Проектирование деталей машин (1085194), страница 2
Текст из файла (страница 2)
- общее передаточное число u'=u1·u2·u3…, приняв рекомендуемые ui' его ступеней* (табл. 2.1);
- частоту вращения барабана nвых=60·10-3·Vл/(3,14· Dб) и ожидаемую частоту двигателя n'о=nвых··u';
Выбрать типоразмер стандартного двигателя (см. приложение 1) с параметрами Pэ≥P0 /1.05 и nэ≈ n'0 ;
Уточнить передаточные числа привода u = nэ / nвых, и его ступеней ui, обеспечив u = u1· u2· u3…;
Определить соответствующие частоты вращения валов ni=ni-1/ui и крутящие моменты на валах привода Ti = 9550·Pi /ni , Н.
Пример 2п. Энергосиловой и кинематический расчеты привода (для задания № 5.13.10.3.2).
Исходные данные**: кинематическая схема привода (рис.1); Pвых=7,1 кВт; u=14; nс=1500 об/мин.
Цель расчета - определение параметров Pi, ni и Ti валов привода.
Составляем кинематическую схему с нумерацией i валов (рис.2.1), используемой для индексации характеристик мощностей Pi, частот вращения ni и крутящих моментов Ti на валах, а также передаточных чисел ui и КПД ηi передач.
Принимаем рекомендуемые значения КПД ступеней: ременной передачи η1=0,95, цилиндрической передачи редуктора η2=0,97 и муфты η3=0,98 (табл. 2.1).
Определяем общий КПД привода ηПР=η1·η2·η3= 0,95·0,97·0,98= 0,9 и мощности на валах Pi-1=Pi/ηi : P3=Pвых=7,1 кВт, P2=7,1/0.98=7,24 кВт, P1=7,24/0,97=7,48 кВт, P0=7,48/0,95=7,86 кВт.
Выбираем двигатель с номинальной мощностью PЭ≥P0/1.05=7,86/1,05=7,49 кВт (допуская перегрузку до 5%) и с номинальной частотой nэ≈ nс = 1500 об/мин. Принимаем двигатель 4А132S4 ГОСТ 19523-81 (см. с. 47, приложение 1): PЭ=7,5 кВт, nЭ=1445 об/мин и dэ=38 мм - диаметр вала двигателя.
Принимаем значения передаточных чисел: редуктора u2=5 и ременной передачи u1= uПР / u2= 14 / 5= 2,8, что соответствует рекомендуемым диапазонам передаточных чисел (табл. 2.1).
Определяем частоты вращения валов: n0= nЭ=1445 об/мин, n1=n0/u1=1445/2,8=516 об/мин, n2=n3=n1/u2=516/5= 103 об/мин и подсчитываем крутящие моменты по формуле Ti= 9550·Pi /ni – получаем: T0=9550·Po /no=9550·7,86/1445= 52 Нм, T1=…= 138 Нм, T2=…= 671 Нм, T3=…= 658 Нм.
Найденные значения параметров Pi, ni и Ti используем в последующих расчетах в качестве исходных данных.
* Для двухступенчатых цилиндрических редукторов обеспечить uРЕД = uБЫСТР·uТИХ ≤ 40 при uБЫСТР > uТИХ ≈ ≈0,9·√uРЕД ≈ 0,8·uБЫСТР. Передаточные числа редукторов и их ступеней желательно задавать из стандартного ряда: … 2; 2,5; 3,15;4; 5; 6,3; 8; 10; 12,5; 16; 20; 25; 31,5; 40; 50; 63; 80 … .
** Здесь и в дальнейшем исходные данные приводятся в принятых обозначениях.
- 6 -
3. Расчеты зубчатых цилиндрических передач (ЗЦП)
Принцип расчета ЗЦП различных типов одинаков и отражен в методике расчета ЗЦП односту- пенчатого редуктора с последующим указанием особенностей расчета передач иных конструкций.
3.1. Расчеты передачи цилиндрического одноступенчатого редуктора
3.1.1. Проектный расчет передачи
Исходные данные: схема редуктора; Т1(2); n1(2); u; Lh; β; график нагружения: θi, λi.
Цель расчета – обоснование материалов и основных ожидаемых размеров передачи, удовлетво- ряющих исходным данным, критериям работоспособности и конструктивным требованиям.
Колеса зубчатых цилиндрических и конических передач изготавливают из стали обычно одной марки штампованными, добиваясь необходимых механических свойств соответствующими видами (химико-) термической обработки (Х)ТО – см. табл. 3.1 и 3.2. Колеса одноступенчатых редукторов при отсутствии жестких требований к габаритам обычно изготавливают из улучшенных сталей, обеспечивая соразмерность узлов привода и облегчая обработку зубьев, а для устранения их задира и ускорения приработки обеспечивают большую твердость зубьев шестерни НВ1 по сравнению с колесом НВ2=НВ1- (20…50). Рекомендации для многоступенчатых редукторов – см. п. 3.2.
| Таблица 3.1 | Таблица 3.2 | Таблица3.3 | |||||||||||
| Материал колес | Вид (Х)ТО*1 | Марка стали | Вид (Х)ТО*1 | Твердость*2 | Вид (Х)ТО | σНO МПа | SН | σFO МПа | m | SF | |||
шестерня | колесо | ||||||||||||
| Одинаков | У | У | 45 | У | 285 HB | У | 2НВ+70 | 1,1 | 1,75HB | 6 | 1,7 | ||
| Одинаков | З | У | 45 | З | 48 HRC | З | 17HRC+200 | 1,2 | 900*3 | 9 | 1.7*3 | ||
| Одинаков | З | З | 20Х | Ц | 60 HRC | Ц | 23HRC | 1,2 | 700 | 9 | 1,55 | ||
| Разный | Ц | З | 40ХНМА | А | 65 HRC | А | 1050 | 1,2 | 750 | 9 | 1,7 | ||
| Одинаков | Ц (А) | Ц (А) | *2 Средние значения твердости | *3 Для сквозной закалкиТВЧ зубьев модулем ≤ 3 мм.. При поверхностнойй закалке ТВЧ зубьев модулем > 3 мм принять: σFO=650 МПа и SF=1,55. | |||||||||
| *1 У- улучшение; З - закалка ТВЧ; | для заготовок сечением ≤ 80 мм. | ||||||||||||
| Ц - цементация; А - азотирование. | |||||||||||||
Для оценки износостойкости и прочности зубьев определить допускаемые напряжения контактной [σ]Н1(2) и изгибной [σ]F1(2) выносливости материала зубьев каждого из колес:
[σ]Н = σHO∙ZN/SH и [σ]F = σFO∙YN/SF,
где σHO и σFO –пределы контактной и изгибной выносливости зубьев (табл. 3.3) при числах циклов не менее базовых NHO≈(HB*)3≤1,2∙108 и NFO=4∙106 циклов.
ZN и YN – коэффициенты долговечности, зависящие от показателей степени m (табл. 3.3) кривой усталости и от соответствующих базовых и эквивалентных чисел NHE и NFE циклов нагружения:
для контактной выносливости: NHE1(2)=60∙n1(2)∙Lh∙Σ(θi3∙λi) ≤ NHO1(2),
и Z N1(2)= 6√NH01(2) / NHE1(2) ≥1;
для изгибной выносливости: NFE 1(2)=60∙n1(2)∙Lh∙Σ(θim∙λi) ≤ 4∙106,
и YN1(2)= m√4∙106/NFE1(2) ≥1
(при твердости НВ1(2)<350 и Z N1(2) =1 принять YN1(2)= 1).
SH и SF – коэффициенты запаса – табл. 3.3.
За расчетное допускаемое напряжение [σ]Н цилиндрических и конических передач принять либо наименьшее из [σ]Н1(2) = [σ]Н MIN, либо только для непрямозубых и прирабатывающихся пере- дач при твердости колес НВ1>350 и НВ2<350 принять [σ]Н = 0,45∙([σ]Н1+[σ]Н2), но не менее [σ]Н MIN и не более 1,25∙[σ]Н MIN для цилиндрических и не более 1,15∙[σ]Н MIN для конических передач.
Определить проектные характеристики ЗЦП, начиная с межосевого расстояния
a' =Zа∙(u+1)∙3√T2∙КHα∙KHβ∙KHV / (u2∙[σ]H2∙ψa) мм
где Т2 в Нм; [σ]Н в МПа; Zа =450 [Н/(мм·м)]1/3- для прямозубых ЗЦП, и Zа =410 …- для косозубых;
КНα, КНβ и КHV - коэффициенты неравномерности распределения нагрузки между зубьями, по ширине зубчатого венца и коэффициент динамичности соответственно;
ψa = b/a - коэффициент ширины b зубчатого венца, ψa = 2∙ψd/(u+1).
ψd =b/d1 - коэффициент ширины зубчатого венца относительно делительного диаметра d1 шестерни.
Задать значение ψa из диапазона (1…0,5)∙ψa MAX, но не более 2∙ψd МАХ/(u+1), где значения ψa MAX и ψd МАХ - см. в табл. 3.4 с учетом схемы размещения колес … и твердости HB2 зубьев колеса.
Определить ψd= ψa∙(u+1)/2, и установить значение КНβ, используя график КºНβ=f(ψd) - рис. 2.1, и полагая: КНβ= КºНβ при твердости зубьев колеса HB2≤ 350, и КНβ ≈ 2,6·КºНβ –1,6 при HB2> 350.
.
* Для пересчета единиц твердости использовать: 1·HRC ≈ 10 ·HB.
- 7 -
Значения КНα и КHV = 1+А∙10-3∙υt∙(nст-2) установить, используя данные табл. 3.5, для чего подсчитать ожидаемую окружную скорость в зацеплении υt´= (1,1…0,6)∙10-3∙n1 м/с (большее значение при твердости HB1(2)≤350) и выбрать степень точности nст передачи – табл. 3.6.
Полученное значение a' округлить либо до стандартного значения а (…80; 100; 125; 140; 160; 180 … .мм), либо числом кратным 5, и определить ширину зубчатого венца b= ψa∙а.
| Таблица3.4 | Таблица3.5 | Таблица3.6 | ||||||||||||
| НВ | Значения коэффициентов Ψ*а МАХ и (Ψd МАХ) для схемы расположения колес по рис. 3.1 | β | КHα=КFα | А | nCТ не грубее | vt м/c не более | ||||||||
| β=0 | β>0 | |||||||||||||
| 1 | 2 | 3 | 4 | 5 | a** | б** | 6 | 20 | 30 | |||||
| a** | 0,25 (0,7) | 0,3 (1,3) | 0,35 (1,4) | 0,4 (1,5) | 0,5 (1,6) | β=0 | 1+0,06·(nC-5) | 8 | 5 | 7 | 12 | 20 | ||
| б** | 0,2 (0,3) | 0,25 (0,7) | 0,3 (0,8) | 0,35 (0,9) | 0,4 (1,0) | β>0 | 1+0,15· (nC-5) | 3 | 2 | 8 | 6 | 10 | ||
| * Ψа МИН = 0,15. ** a – при твердости колеса НВ2 ≤ 350 НВ, б – при твердости колеса НВ2 >350 НВ. | 9*** | 2 | 4 | |||||||||||
| *** для открытых передач | ||||||||||||||
Принять модуль зацепления из диапазона m=(0,015±0,005)·a, округлив его до стандартного значения: 1; 1.25; 1,5; 1,75; 2; 2,5; 3; 4; 5 … мм.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
