Расчет КП Горбачев РЛ2-51Б (1241291), страница 2
Текст из файла (страница 2)
= 0.65 для реверсивных передач − коэффициент цикла нагружения = 2,2 = 1,8 ∙ НВ(4.4)Где НВ – твердость материала зубчатого колесаДля шестерен: = 1,8 ∙ 229 = 412,2Для зубчатых колёс: = 1,8 ∙ 217 = 390,6Допускаемые напряжения на изгиб зубчатых колёс и шестерен:Для шестерен:[ ]1 =412,2 ∙ 0,65 ∙ 1= 121,8 Мпа2,2Для колёс:[ ]2 =390,6 ∙ 0,65 ∙ 1= 115,4 Мпа2,2Допускаемое контактное напряжение определяется по формуле:12[Н ] = ∙ ∙ ∙(4.5)где — предел контактной выносливости поверхности зубьев,соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений NH0; = 1 — коэффициент, учитывающий шероховатость сопряжённыхповерхностей при Ra = 0,63…1,25; = 1 — коэффициент, учитывающий окружную скорость колеса при V < 5 м/с; — коэффициент долговечности, определяющийся по формуле (4.6); = 1,1 — коэффициент безопасности.Коэффициент долговечности для кратковременно работающих передачопределяется соотношением: 3∙107 = √(4.6)где m = 6 — показатель степени для стальных колёс; — расчётное число циклов нагружения.Предел контактной выносливости поверхности зубьев рассчитывается изсоотношения: = 2 ∙ + 70 [МПа](4.7)Где НВ – твердость материалаДля шестерен: = 2 ∙ 229 + 70 = 528 МПаДля колёс: = 2 ∙ 217 + 70 = 504 Мпа3 ∙ 107√== 1,257,5 ∙ 10661 = 2[Н ]1 =528 ∙ 1 ∙ 1 ∙ 1,25= 600 МПа1,113[Н ]2 =504 ∙ 1 ∙ 1 ∙ 1,25= 573 МПа1,14.3 Расчет зубчатых передач на изгибную прочностьДля открытых передач модуль зацепления определяется из изгибнойпрочности:3 ∙ ∙ = √ ∙ ∙ [ ](4.8)где = 1,4 — коэффициент для прямозубых колёс [9];M — крутящий момент, действующий на рассчитываемое колесо (по даннымсилового расчёта); — коэффициент формы зуба для прямозубых цилиндрических колёс.z — число зубьев рассчитываемого колеса;K = 1,3 — коэффициент расчётной нагрузки; = 10 — коэффициент ширины зубчатого венца для мелкомодульныхпередач;[ ] — допускаемое напряжение изгиба.Для каждой передачи расчёт производится по тому зубчатому колесу (из парышестерня – зубчатое колесо), для которого отношение /[ ] больше.
Дляшестерен значения = 4 ( = 22), для колёс значения не превышают 3,75 (изтаблицы), следовательно, отношение /[ ] больше у шестерен, чем у колеса.Модуль зацепления для каждой пары колёс будет равен:33 12 ∙ ∙ 3,3 ∙ 4 ∙ 1,312 = √= 1,4 √= 0,13 ∙ ∙ [ ]18 ∙ 10 ∙ 115,4Выберем модуль = 0,3, но исходя из компоновки возьмем = 0,7145 Геометрический расчетРис. 4Целью расчёта является определение основных размеров передач и ихэлементов.Основные геометрические размеры цилиндрических зубчатых передачуказаны на рисунке:В данном приводе используются цилиндрические прямозубые передачи,поэтому угол наклона зубьев β = 0°.Делительный диаметр определяется соотношением:∙Где d – делительный диаметрm – модуль зацепления пары колёсz – число зубьев рассчитываемого колесаβ = 0°– угол наклона зубьев колесаТаблица 7№121819812,6138,6 , мм=(5.1)Диаметр вершин зубьев определяется по формуле: =∙+ 2(ℎ∗ + )где — диаметр вершин зубьев;m — модуль зацепления рассчитываемой пары колёс;β = 0° — угол наклона зубьев;z — число зубьев;ℎ∗ = 1 — коэффициент высоты головки зуба;15(5.2)x = 0 — коэффициент смещенияТаблица 8№ , мм118142198140Диаметр впадин определяется по формуле: =∙− 2(ℎ∗ + ∗ − )(5.3)где — диаметр впадин зубьев;m — модуль зацепления рассчитываемой пары колёс;z — число зубьев;β = 0° — угол наклона зубьев;ℎ∗ = 1 — коэффициент высоты головки зуба; ∗ = 0,25 — коэффициент радиального зазора по ГОСТ 9587-81;x = 0 — коэффициент смещенияТаблица 9№ , мм11810,852198136,85Окружной шаг определяется по формуле:=∙(5.4)Где p – окружной шагm — модуль зацепления рассчитываемой пары колёс; = 0,7 ∙ = 2,2 ммШирина колёс определяется по формуле: = ∙ (5.5)16Где – ширина колеса – коэффициент ширины зубчатого венца для мелкомодульных передач = 10m — модуль зацепления рассчитываемой пары колёс; = 0,7 ∙ 10 = 7 ммШирина шестерни определяется по формуле:ш = + (5.6)Где ш − ширина шестерни — ширина колеса;m — модуль зацепления рассчитываемой пары колёсш = 7 + 0,7 = 7,7 ммМежосевое расстояние определяется по формуле: =0,5 ∙ ∙ (ш + к )(5.7)где — делительное межосевое расстояние;m — модуль зацепления рассчитываемой пары колёс;к — число зубьев колеса;ш — число зубьев шестерни;β = 0° — угол наклона зубьев.Таблица 10№ , мм118219875,6Все параметры зубчатых колес для удобства сведены в таблицу 11Таблица 1117z1819812d, мм12,6138,6 , мм14140 , мм10,85136,85b, мм7,77 , мм75,66 Проектный расчёт валаДиаметр вала исходя из условия крутильной прочности определяется поформуле:3Мкр≥√0,2[]кр(6.1)где Мкр – крутящий момент на валу,[]кр – предельные крутильные напряжения:[]кр ≈ 0,56−1(6.2)где −1 – предел выносливости при симметричном цикле нагружения, – коэффициент запаса n = 1,5 (по характеру работы привода).В качестве материала для валов выбираем сталь 40Х после закалки и отпуска.−1 = 372 Мпа для 40Х[]кр = 138,88 МпаТаблица 12№ валаМкр , Н ∙ ммd, мм1 (вход)1,70,42 (выход)18,20,86Диаметр первого вала берем из паспорта двигателя.
Второй вал ступенчатый(см. рис. 5). Подшипники запрессовываются на ступени указанных диаметров.Итого:№ валаМкр , Н ∙ ммd, мм1 (вход)1,76,342 (выход)18,265…7518Рис. 57 Выбор подшипниковИсходя из конструкции выберем подшипники 1032913 и 1032915 поГОСТ 8328-7510329131032915D, мм6575D, мм90105B, мм1316С2530034700016500240008 Расчет муфтыРис. 6На рисунке 6 представлен прототип фрикционной предохранительной муфты198.1 Расчет момента предохраненияПредохранительная муфта устанавливается на вал и должна защищатьмеханизм редуктора от перегрузок.Исходя из компоновки предохранительный момент:пр = ∙ 2где = 1,5 – коэффициент запасапр = 1,5 ∙ 18,2 = 27,3 Н ∙ мм8.2 Расчет упругого элементаДля фрикционной муфты:тр = пр = пр ∙ пр ∙ (8.1)где пр – момент предохраненияпр – приведенный радиус контакта полумуфт – осевая сила, создаваемая пружинойпр − коэффициент трения между полумуфтамипр = 3 −033( 2 −02 )(8.2)где пр – момент предохраненияпр – приведенный радиус контакта полумуфтпр843 − 703== 38,63(842 − 702 )Из этого =27,30,15∙36,75= 4,95 Н2 == 1,65 Н3В конструкции муфты используется 3 пружины сжатия первого класса первогоразряда из стали КТ-2Пусть максимальная сила, приходящаяся на пружину, будет 3 = 1,7 Н20Пользуясь ГОСТ 13766-86 выбираем следующие параметры витков:Номерпозиции3 , НДиаметрпроволоки1 , ммНаружныйдиаметр1 , мм211,700,252,8Жесткость Наибольшийодногопрогибодноговитка 1 ,Н/ммвитка 3 ′ ,мм2,3150,734Рабочее число витков:=1(8.3)где с – жесткость пружины=2 − 1ℎ(8.4)где 1 = 0 – сила, создаваемая пружиной при предварительной деформацииℎ - рабочий ход пружины.
Из конструктивных параметров муфты ℎ = 5 мм=1,65 − 0= 0,33 Н/мм5=2,315=70,33Уточним рабочий ход и жесткость пружины:1 4=83 ℎ=2 ∙ 83 1 4(8.5)(8.6)где = 7,85 ∙ 104 МПа – модуль сдвига = 1 − 1 = 2,8 − 0,25 = 2,55 мм – средний диаметр пружины7,85 ∙ 104 ∙ 0,254== 0,33 Н/мм8 ∙ 2,553 ∙ 71,65 ∙ 8 ∙ 2,553 ∙ 7ℎ== 5 мм7,85 ∙ 104 ∙ 0,25421Полное число витков:1 = + 2(8.7)где 2 = 2 – число опорных витков. Тогда:1 = 7 + 2 = 9Геометрические параметры пружин:1 =1(8.8)2 =2(8.9)3 =3(8.10)3 = (1 + 1 − 3 )1(8.11)0 = 3 + 3(8.12)1 = 0 − 1(8.13)2 = 0 − 2(8.14) = 1 + 3 ′(8.15)где 1 , 2 , 3 – деформации, соответствующие силам 1 , 2 , 31 , 2 3 – длины пружин, соотв. деформациям этих индексов.0 -длина пружины при нулевой деформации3 = 2– число обработанных витковt – шаг пружины в свободном состоянииТогда:1 , мм02 , мм53 , мм5,150 , мм7,151 , мм7,15222 , мм2,153 , мм2t, мм0,9849 Расчет вида сопряженияВыберем вид сопряжения из условия: ≤ где — расчётное значение бокового зазора; — минимальное значение гарантированного бокового зазора длясоответствующего вида сопряжения.Расчётное значение бокового зазора определяется по формуле: = + (9.1)где — расчётное значение бокового зазора; — боковой зазор, компенсирующий изменение рабочей температуре; — боковой зазор, необходимый для размещения слоя смазки.Боковой зазор, компенсирующий изменение рабочей температуре,определяется по формуле: = 0,684 ∙ ∙ (зк ∙ (зк − 20°) − кор ∙ (кор − 20°)) (9.2)где — межосевое расстояние;зк .
и кор — коэффициенты линейного расширения материалов зубчатогоколеса и корпуса;зк и кор — температура нагрева зубчатого колеса и корпуса. 12 = 75,6 мм23Выберем для плит корпуса выберем сплав В95А, тогда для него1°С1°Скор = 23,2 ∙ 10−6зк = 12 ∙ 10−6При температуре +40° получим (приведены расчеты для всех передач):12= 0,684 ∙ 75,6 ∙ ( 12 ∙ 10−6 ∙ (40° − 20°) − (40° − 20°) ∙ 23,2 ∙ 10−6 ) =−0,01 мкмПри температуре −40° получим (приведены расчеты для всех передач):12= 0,684 ∙ 75,6 ∙ ( 12 ∙ 10−6 ∙ (−40° − 20°) − (−40° − 20°) ∙ 23,2 ∙ 10−6 ) =0,04 мкмТак как ~0 =>боковой зазор можно не вводитьЗначение зазора, необходимого для размещения смазки, определяется поформуле: = (0,01 … 0,03) ∙ (9.3)где — модуль зацепления в мм.Тогда: 12 = 0,01 ∙ 0,7 = 7 мкмРасчётное значение бокового зазора для всех передач:12 = 7 + 0,7 = 7,7 мкмВывод: назначаем вид сопряжения F.
Тогда предельные отклонениямежосевого расстояния: 12 = ±35 мкм2410 Расчёт кинематической погрешностиИсходя из рекомендаций, назначим степень точности 7 на все передачи. Втаблице 2 приведены значения параметров передач для вида сопряжениястепени точности 7 в соответствии с ГОСТ 9178-81Таблица 2zd, мма , мм , мкм , мкм , мкм , мкм , мкм , мкм11812,62198138,675,6223024103020050100,980,99±3519Минимальное значение кинематической погрешности для передач 7-йстепени точности определяется по формуле:′′′)(10.1)0= 0,71 ∙ ∙ (1+ 2где — коэффициент фазовой компенсации;′′1и 2— допуски на кинематическую погрешность шестерни и колеса.Допуски на кинематическую погрешность определяются по формуле:′ = + (10.2)где — допуск на накопленную погрешность шага зубчатого колеса; — допуск на погрешность профиля зуба.Расчет для всех передач:′1= 24 + 10 = 34 мкм′2= 50 + 10 = 60 мкм′0= 0,71 ∙ 0,99 ∙ (34 + 60) = 66 мкм12Перевод из [мкм]в угловые минуты:25′6,88 ∙ 0 =(10.3)∙где m- модуль передачи,z – число зубьев ведомого колеса.12=6,88 ∙ 66= 3,28′0,7 ∙ 198Максимальное значение кинематической погрешности определяется поформулам:′′ )22′ )220= ∙ (√(1+ Σ1+ √(2+ Σ2) (10.4)где — коэффициент фазовой компенсации;′′1и 2— допуски на кинематическую погрешность шестерни и колеса;22Σ1и Σ2— погрешности монтажа шестерни и колеса (равно 0).Тогда:′12= 0,98 ∙ (√342 + 0 + √602 + 0) = 92 мкмОтсюда:12=6,88 ∙ 92= 4,6′0,7 ∙ 198Проверка: максимальное значение кинематической погрешности большеминимального значения.11 Расчет погрешности мертвого ходаМинимальное значение мёртвого хода определяется по формуле: = (11.1) ∙ где — минимальное значение гарантированного бокового зазорасоответствующей передачи;α = 20° — угол исходного профиля колеса;β = 0°— угол наклона боковой стороны профиля.Расчет для всех передач:26 12 =19= 20,2 мкмcos (0°)cos (20°)Максимальное значение мёртвого хода определяется по формуле: = 0,7 ∙ ( 1 + 2 )+ √0,5 ∙ ( 1 2 + 2 2 ) + 2 ∙ 2 + 21 + 2 2 (11.2)где 1 и 2 — наименьшее смещение исходного контура зубчатогоколеса и шестерни; 1 и 2 — допуск на смещение исходного контура зубчатого колеса ишестерни; — допуск на отклонение межосевого расстояния передачи; 1 и 2 — радиальный зазор в опорах зубчатого колеса и шестерни.Тогда: 12 = 0,7 ∙ (−24 − 48) + √0,5 ∙ (302 + 2002 ) + 2 ∙ 352 + 02 + 102= 101 мкмМёртвый ход передачи в угловых минутах определяется по формуле: =6,88 ∙ (11.3)∙где — значение мёртвого хода рассчитываемой передачи;m — модуль зацепления;z — число зубьев ведомого звена.Тогда:1212=6,88 ∙ 20,2= 1′198 ∙ 0,7=6,88 ∙ 101= 5′198 ∙ 0,7Проверка: максимальное значение погрешности мертвого хода большеминимального значения.2712 Погрешность упругого скручивания валовПогрешность мертвого хода передачи, обусловленная скручиванием валов,определяется по формуле:Δ =2 ∙ кр ∙ (12.1) ∙ где кр — крутящий момент на валу; — длина рабочего участка вала; = 8 ∙ 104 МПа — модуль упругости второго рода для стали; — полярный момент инерции сечения.Полярный момент инерции определяется по формуле: ≈ 0,1 ∙ (4 − 4 ) (12.2)где d — внутренний диаметр полого вала; – внешний диаметр внешнего валаКрутящие моменты:Мкр = 0,033 Н ∙ мΔ =2 ∙ 0,033 ∙ 0,065= 0,0075′8 ∙ 106 ∙ 104 ∙ 0,1 ∙ (0,0674 − 0,064 )Переведем значение погрешности из радиан в угловые минуты:Δ ′ =180° ∙ 60 ∙ ΔТогда:Δ ′ =180° ∙ 60 ∙ 0,0075= 2,5′Передаточный коэффициент j-той элементарной передачи определяется поформуле: =1(12.3)где — передаточное отношение кинематической цепи между выходнымивалами j-той передачи и привода.28 12 = 1 0 =1= 0,09111Суммарная погрешность от скручивания валов определяется выражением:ΔУМХ Σ = ∑ ∙ Δ (12.4)=1где — передаточный коэффициент j-той элементарной передачи;Δ — значение погрешности скручивания j-ого вала в угловых минутах.Тогда:ΔУМХ Σ = 1 ∙ 2,5′ = 2,5′13 Суммарная кинематическая погрешность по вероятностному методуСуммарная кинематическая погрешность определяется выражением:ΣΡ =ΕΣ+ 1 ∙ √∑( ∙ )2 (13.1)=1где — передаточный коэффициент j-той элементарной передачи;1 - коэффициент, учитывающий процент брака.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
