Определение основных геометрических размеров и характеристик зубчатых колес.

Делительные диаметры шестерни d ₁ и колеса d ₂

d ₁= z ₁· m, мм

d ₂= z ₂· m, мм

Точность определения значений делительных диаметров не менее 0,001 мм.

Ширина колеса b ₂

b ₂= · m, мм

Значение b ₂ округляют до стандартного (Приложение Б)

Для компенсации неточностей установки колес в осевом направлении ширину шестерни b ₁ принимают на 3…5 мм больше ширины колеса, т.е.

b ₁ = b ₂ + (3…5), мм

и это значение необходимо округлить до стандартного (Приложение Б).

Диаметры вершин зубьев d_а и впадин d_f, выполненных без смещения, определяют по формулам

d_{а 1} = d ₁ + 2 · m, мм

d _{f 1} = d ₁ – 2,5 · m, мм

d_{а 2} = d ₂ + 2 · m, мм

35 36

d _{f 2} = d ₂ – 2,5 · m, мм

Межосевое расстояние

a _w = (d ₁ + d ₂) / 2, мм

Это значение будет минимальным в случае, когда необходимо встроить открытую передачу в кинематическую схему привода, и межосевое расстояние a _w принимается конструктивно. По принятому a _w проводится уточнение параметров зубчатых колес либо изменением модуля m при тех же числах зубьев шестерни z ₁ и колеса z ₂ либо изменением числа зубьев при принятом значении модуля (см. Приложение А).

Вычисляют окружную скорость (м/с)

v = · d ₁ / (2 · 1000)

или v =

и назначают степень точности (табл.5.2).

Силы в зацеплении:

- окружная - F _t =2 · 1000 · T ₁ / d ₁, Н.

- радиальная - F _r = F _t ·tg , Н

(для стандартного угла =20^о tg = 0,364).

5.3.3 Проверка зубьев на изгибную прочность (на примере колеса).

Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса

в зубьях шестерни

Для прямозубых колес K _F = 1.

Коэффициент принимают для прирабатывающихся колес: при постоянной нагрузке = 1; при переменной нагрузке (рис.5.4) - , где - начальный коэффициент концентрации нагрузки (табл.5.4); Х - коэффициент режима нагружения:

Режим нагружения.... 0 I II III IV V

Х.................. 1,000 0,750 0,500 0,400 0,315 0,200

Для неприрабатывающихся колес = .

F_tE = K_{F д} · F _t - эквивалентная окружная сила. Коэффициент долговечности K_{F д} вычисляют по формуле

(1.15)

Здесь m = 6 при т.о. колес улучшение и азотирование, т.е. Н_НВ 350,

 

Типовые режимы нагружения машин

								I
					II
0,5
				IV				III
						V
0 0,5 Режимы нагружения: 0 – постоянный, I – тяжелый, II – средний равновероятный, III – средний нормальный, IV – легкий, V – особо легкий; Ti – момент при i -м режиме работы передачи; T – наибольший из числа длительно действующих момент, обычно номинальный; ti – время i -го режима работы передачи; - время работы передачи. 37 38 Рисунок 5.4

m = 9 – при закалке, т.е. Н_HRC 40. При > принимают K_{F д} = 1,0, не прибегая к вычислениям коэффициентов и .

Коэффициент динамической нагрузки K_Fv принимают по табл. 5.5.

При типовых режимах нагружения (рис.5.4) коэффициент эквивалентности принимают по табл. 5.7.

Отклонение

= ( )·100 /

не должно превышать +5 %, а по запасу прочности - не более [-10…-15] %. В противном случае производят перерасчет при измененных параметрах (модуль m и, соответственно, ширина b ₂, межосевое расстояние a _w и т.д.) в сторону увеличения - при недостаточной прочности и уменьшения – при превышении запаса прочности.

Проверочный расчет передачи на контактную выносливость.

_H = · [ ] _{H ,}

 

где для прямозубых колес K _H = 3,2 · 10⁵ и = 1,0, а также a_w и b ₂ - в м, _H - в Па.

Коэффициент концентрации нагрузки принимают для прирабатывающихся колес:

при постоянной нагрузке = 1,0;

при переменной нагрузке ,

где - начальный коэффициент концентрации нагрузки (табл.5.4); Х - коэффициент режима нагружения

K _{H v} принимают по табл. 5.6.

T_{HЕ 2} = K_{H д} · Т ₂ - эквивалентный момент на колесе в Н ^. м, где - коэффициент долговечности. Здесь - коэффициент эквивалентности, зависящий от режима нагружения (табл.5.7); - коэффициент циклов, учитывающий различие в числе циклов нагружений зубчатых колес в разных ступенях передач. В общем случае срок службы предполагает N_i >N_HG; тогда N_i =N_HG и, следовательно, K_{H д} = .

 

Таблица 5.7

Режим	Коэффициенты эквивалентности
нагружения	KHE	KFE
		НВ 350	HRC 40
	1,00	1,000	1,000
I	0,80	0,810	0,840
II	0,63	0,725	0,775
III	0,56	0,680	0,745
IV	0,50	0,645	0,715
V	0,40	0,575	0,665

.

Коэффициент долговечности K_{H д} и допускаемое напряжение следует определять для более слабого, лимитирующего по условию прочности зубчатого колеса.

 

39 40

ПОДБОР МУФТ

Муфты подбираются согласно кинематической схемы задания на курсовое проектирование. В приводах конвейеров применяются, как правило, упругие муфты, которые передают движение от двигателя к редуктору, и предохранительные муфты, которые располагаются между выходным валом привода и рабочим органом конвейера (приводной барабан, приводные звездочки). Назначение предохранительных муфт – предотвращение выхода из строя двигателя и редуктора из-за перегрузки, которая может возникнуть на рабочем органе конвейера.

Подбор упругих муфт

Упругие муфты большей частью являются стандартными, т.е. изготавливаются согласно ГОСТов, ТУ и МН. Упругая муфта подбирается по величине передаваемого момента и диаметрам валов электродвигателя и быстроходного вала редуктора. Кроме этих параметров необходимо учитывать величины радиального, углового и осевого смещений соединяемых валов, которые задаются в параметрах выбираемой муфты [3].

Первым параметром, по которому подбирается муфта, будет являться фактическая величина передаваемого вращающего момента, которая должна быть меньше табличного значения момента выбранной муфты.

Вторым параметром будет являться диаметр и длина валов двигателя и редуктора, внутренний диаметр отверстий в полумуфтах должен быть равен или быть больше чем диаметры валов двигателя и редуктора, а длина посадочный отверстий полумуфт должна быть равной или большей чем у валов двигателя и редуктора. Как правило, рабочие чертежи основных деталей муфт прилагаются к таблицам выбранных муфт [2,3]. На основании этих чертежей потребителем и производится самостоятельное изготовление муфт. Поэтому при изготовлении муфт, потребитель вправе вносить следующие изменения в рабочие чертежи деталей (соизмеряя их с размерами валов двигателя и редуктора): увеличение посадочной длины полумуфты (при уменьшении посадочной длины требуется проверить длину шпоночного соединения на прочность), уменьшение посадочного диаметра полумуфты (увеличение этого диаметра не допускается, т.к., будет ослабляться поперечное сечение полумуфты). Все остальные размеры, относящиеся к упругим элементам, не подлежат изменениям.

Величины смещений выбираемой муфты будут зависеть от величины зазоров, которые возникают между стержнем болта или винта и диаметром отверстия в резьбовом соединении при соединении электродвигателя с рамой (плитой) и редуктора с рамой (плитой).