Расчет и конструирование приводов

Ширина зубчатого венца:

b = 0,285 · Re.

Внешний торцовый модуль передачи:

где θF = 0,85.

Округление модуля до стандартной величины можно не производить, т.к. величина модуля в конических передачах является произвольной величиной (точность определения значения модуля в мм до третьего знака).

Числа зубьев колеса и шестерни:

Полученные значения округляют в большую сторону до целого числа и уточняют внешний торцовый модуль передачи

me = de 2 .

Z2

Фактическое передаточное число:

Допускаемое отклонение от заданного передаточного числа не должно быть более 4%.

Рис. 2.4. Коническая передача

Окончательные размеры колес (рис. 2.4):

Углы делительных конусов:

колеса δ2 = arctg uФ ;

шестерни δ1 = 90° – δ2 . Делительные диаметры:

шестерни de1 = me · Z1 ; колеса de2 = me · Z2 . Внешние диаметры:

шестерни dae1 = de1 + 2 · (1 + xe1) · me · cos δ1 ; колеса dae2 = de2 + 2 · (1 + xe2) · me · cos δ2 .

где коэффициент смещения для шестерни xe1 принимают из таблицы 2.7: Таблица 2.7

Коэффициент смещения для колеса xe2 = – xe1.

2.3.3. Проверка на прочность зубьев Силы в зацеплении:

окружная сила

Ft = 2 T2 103 , Н; dm2

где dm2 = 0,857 · de2.

осевая сила на шестерне

Fa1 = Ft · tg 20° · sin δ1, Н,

радиальная сила на шестерне

Fr1 = Ft · tg 20° · cos δ1, Н,

осевая сила на колесе

Fa2 = Fr1, Н,

радиальная сила на колесе

Fr2 = Fa1, Н.

Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба:

Расчетное напряжение изгиба:

где коэффициент KFV выбирают для прямозубых колес по таблице 2.5, условно принимая их точность на одну степень грубее фактической. Окружную скорость для определения KFV вычисляют на среднем диаметре колеса dm2.

Коэффициенты YF1 и YF2 принимают по таблице 1.5 по

где ΒM = 35°.

Проверка зубьев колес по контактным напряжениям:

Расчетное контактное напряжение:

где коэффициент KHV выбирают для прямозубых колес по таблице 1.5, условно принимая их точность на одну степень грубее фактической. Окружную скорость для определения KHV вычисляют на среднем диаметре колеса dm2.

2.4. Расчет червячных передач

2.4.1. Выбор материалов червяка и червячного колеса

Для червяка применяют те же марки сталей, что и для зубчатых колес (варианты III, IV, V).

Материалы для червячных колес выбираются из таблицы 2.8 в зависимости от скорости скольжения:

Примечание: Способы отливки венца: ц – центробежный, к – в кокиль, з – в землю (при единичном производстве).

Коэффициент CV учитывает интенсивность изнашивания материала. Его принимают в зависимости от скорости скольжения:

Допускаемые напряжения на изгибную прочность [σ]F (МПа) определяют для материалов:

I и II групп [σ]F = 0,25 · σТ + 0,08 · σВ ; III группы [σ]F = 0,22 · σВ .

2.4.2. Определение основных геометрических размеров и характеристик червячной передачи

Межосевое расстояние:

aW ≥ 6100 3 [σT]22H , м,

где [σ]Н – в Па.

Полученное межосевое расстояние переводят в миллиметры и округляют в большую сторону до значения (мм) из ряда по ГОСТ 2144-

Основные параметры передачи

Число зубьев колеса

Z2 = Z1 · u,

где Z1 – число заходов червяка, определяется в зависимости от передаточного числа:

Полученное значение q округляется до ближайшего стандартного

(табл. 2.9).

Минимально допустимое значение q из условия жесткости

червяка qmin = 0,212 · Z2.

Коэффициент смещения:

х = amW −0,5 (Z2 + q) .

Если по расчету коэффициент смещения │х │ > 1, то изменяют

aW, q, Z2, m.

Угол подъема линии витка червяка: на делительном цилиндре

γ= arctg Z1 ;

q

на начальном цилиндре

Фактическое передаточное число:

uФ = Z2

Z1

Отклонение от заданного передаточного числа не более 4%.

Размеры червяка и колеса, мм (рис. 2.5):

Червяк:

при x = 0 начальный диаметр совпадает с делительным, т.е. dW1 = d1. Длина b1 нарезанной части червяка определяется по таблице 2.10

Расчетное значение b1 увеличивают на 25 мм при m < 10 мм, на 35 мм при m = 10…16 мм и округляют в большую сторону до числа из ряда нормальных линейных размеров (приложение 1).

Червячное колесо:

диаметр делительной окружности колеса d2 = Z2 m ;

диаметр окружности вершин зубьев

da 2 = d2 + 2 (1 + X ) m ;

диаметр колеса наибольший

daM 2 ≤ da 2 + 6 +m ;

Z1 2

диаметр впадин

d f 2 = d2 − 2 m (1,2 − X ) ;

ширина венца

b2 =ψa aW ,

где ψa = 0,355 при Z1 = 1 и 2; ψa = 0,315 при Z1 = 4.

Расчетное значение b2 округляют в большую сторону до числа из ряда нормальных линейных размеров (приложение 1).

2.4.3. Проверочный расчет передачи на прочность:

Определяется скорость скольжения в зацеплении:

где KV – скоростной коэффициент. При V2 ≤ 3 м/с KV = 1. При V2 > 3 м/с коэффициент KV принимают равным коэффициенту KНV (табл. 2.6) для цилиндрических прямозубых колес твердостью НВ<350 той же степени точности.

Окружная скорость колеса

V2 = π d2 n2 , м/с.

60

2.4. КПД передачи:

η = (tgγW ), tg γW + ρ

где ρ – приведенный угол трения. Значения ρ принимают из таблицы 2.11 в зависимости от скорости скольжения:

Таблица 2.11

Примечание: Меньшее значение ρ для оловянной бронзы, большее – для безоловянной бронзы, латуни и чугуна.

Силы в червячном зацеплении

Окружная сила на колесе, равная осевой силе на червяке:

Окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе:

2.4.5. Тепловой расчет

Червячный редуктор в связи с невысоким КПД, из-за высоких скоростей скольжения и вследствие этого – большим выделением теплоты, проверяют на нагрев.

Мощность на червяке

где ψ = 0,3 – коэффициент, учитывающий отвод теплоты от корпуса редуктора в плиту или раму;

[t]РАБ = 95° – максимальная допустимая температура нагрева минеральных масел; КТ = 9…17 Вт / (м2 · °С) – коэффициент теплоотдачи (большие значения

при хороших условиях охлаждения); Поверхность охлаждения корпуса А (м2) равна поверхности всех

его стенок, кроме поверхности дна, которой он крепится к плите или раме. Приближенно поверхность охлаждения корпуса можно брать в

Коэффициент КТВ при обдуве вентилятором:

3. РАСЧЕТ РЕМЕННЫХ ПЕРЕДАЧ Исходные данные:

Т1 – вращающий момент на ведущем шкиве, Н·м; n1 – частота вращения ведущего шкива, мин–1; u – передаточное число ременной передачи.

Ременная передача состоит из ведущего и ведомого шкивов (рис. 3.1) и ремня, надетого на шкивы с натяжением и передающего

окружную силу с помощью трения. В состав передачи могут также входить натяжные устройства.

Ремни выполняют с сечением в виде узкого прямоугольника (плоские ремни), трапециевидного сечения (клиновые ремни) и круглого сечения (круглые ремни).

Рис. 3.1. Схема ременной передачи 1 – ведущий шкив; 2 – ведомый шкив; 3 – ремень

3.1. Расчет плоскоременной передачи Выбор материала ремня

Примем резиновый ремень с прокладками из х/б ткани, так как эти ремни являются наиболее распространенными.

Диаметр ведущего шкива:

Диаметр ведомого шкива:

D2 = D1 u (1 −ε), мм,

где ε = 0,01 – коэффициент упругого скольжения.

Расчетное значение D2 также округляется в большую сторону до стандартного значения.

Фактическое передаточное число:

Допускаемое отклонение от заданного передаточного числа не должно быть более 4%.

Межосевое расстояние:

a ≥ 2 (D1 + D2 ), мм

Значение а округляется в большую сторону до числа, кратного 50

мм.

Угол обхвата ремнем малого шкива:

α1 = 180° − 57° D2 a− D1 ≥ [α1 ] ,

где [α1] = 150° – минимально допускаемый угол обхвата.

Если α1 < [α1], то необходимо увеличить межосевое расстояние.

nП = Vl ≤ [nП ],

где V = π n1 D1 – окружная скорость ремня, м/с; [nП] – допускаемое

60 103

число пробегов, для передач с натяжным роликом [nП] = 2, для других

[nП] = 5.

Площадь поперечного сечения ремня

S= [Ft ], мм2 ,

σП

где F = 2 T1 , Н – окружная сила, D1 – в м.

t D1

Рис. 3.2. Поперечное сечение ремня Сначала из таблицы 3.3 выбирается стандартная толщина δ

ремня, далее вычисляется ширина b = S / δ , которая округляется в большую сторону до стандартного значения.

Примечание: Размеры, указанные в скобках, по возможности не применять.

Размеры натяжного устройства (если имеется):

диаметр ролика DP = (0,8…1) · D1;

расстояние между осью натяжного ролика и осью меньшего шкива a1 ≥ 0,5 · D1.

3.2. Расчет клиноременной передачи Выбор профиля ремня

В соответствии с ГОСТ 1284.1–80* и ГОСТ 1284.3–80* существует семь различных сечений ремня: О, А, Б, В, Г, Д, Е. Сечение ремней О следует применять для передаваемой мощности до 2 кВт, сечение Е – при мощности свыше 200 кВт. Выбор других сечений производится по диаграмме (рис. 3.3).

Передаваемая мощность

Размеры сечения ремня (рис. 3.4) выбираются из таблицы 3.4: Таблица 3.4

Примечание: * – справочный размер, в скобках даны обозначения ремней в международной системе.

Рис. 3.4. Сечение клинового ремня

W – ширина большего основания; lP – расчетная ширина ремня; T0 – высота ремня

Диаметр ведущего шкива:

D1 = (110...130) 3 Р1 , мм .

n1

Найденное значение диаметра D1 сравнивают с наименьшим возможным значением диаметра Dнаим, в случае D1 < Dнаим принимают значение Dнаим.