Главная Учебники - Разные Лекции (разные) - часть 14
Министерство образования РФ «МАТИ»- Российский государственный технологический университет им. К.Э. Циолковского Кафедра «Механика машин и механизмов» ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ Методические указания Составители:Селезнев Б.И. Постнов А.Н. Москва, 2001 г. Селезнев Борис Иванович Постнов Алексей Николаевич ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ Методические указания Редактор: А.Н.Постнов Подписано в печать ДД.ММ.ГГ. Объем 3,0 п.л. Тираж XXX экз. Заказ NXX. Цена договорная. Ротапринт МГАТУ, Берниковская наб., 14 Методические указания по проектному расчету зубчатых передач на ПК составлены на основе ГОСТ 21354-87 "Передачи цилиндрические эвольвентные. Расчеты на прочность". В данной разработке предлагаются рекомендации по выбору электродвигателей, распределению передаточного отношения двухступенчатых редукторов по ступеням, выбору материалов зубчатых колес, изложена методика проектного расчета основных типов зубчатых передач, приспособленная к использованию в вычислительных машинах и приводятся необходимые для выполнения расчетов справочные материалы. Для выполнения расчетов на ЭВМ все графические зависимости, приведенные в ГОСТ, аппроксимированы с высокой точностью аналитическими зависимостями. С этой же целью некоторые формулы преобразованы в более удобный вид. Расчетные формулы, приведенные в работе, представлены в системе единиц СИ. Разработанный комплекс программ предназначен для выполнения расчетов одиннадцати типов редукторов. Он состоит из головной и 14 подпрограмм, что дает возможность студентам собирать различные программы для решения широкого круга задач как учебного, так и исследовательского характера. Применение вычислительной техники в учебном процессе сокращает время проектирования, позволяет решать задачи оптимизации, выбора рационального варианта конструкции я т. п. При необходимости методические указания могут быть использованы для выполнения расчетов с помощью простейших счетных устройств, например, калькуляторов, так как содержат достаточно полную информацию для самостоятельной работы. Исполнительные устройства (ИУ) в зависимость от назначения и основных функциональных признаков работают в широком диапазоне скоростей у. нагрузок. В качестве примеров ИУ можно привести различные механизмы и агрегаты в подъемно-транспортном, металлургическом машиностроении, в самолетостроении, станкостроении, а также приводы антенных блоков и синхронно-следящих систем РЭА и т. п. Экономически нецелесообразно проектировать и изготавливать специальный двигатель для каждого ИУ. Поэтому промышленность выпускает ограниченную гамму двигателей, а для согласования угловых скоростей и нагрузок ИУ и источника механической энергии используют различные по конструктивному устройству и принципу преобразования движения механические передачи. Наиболее распространенным вилок механических передач являются зубчатые передачи.
Рис. 1.1. Общая схема привода На рис. 1.1 показана общая схема привода, состоящего из двигателя 1. механической передачи 2 и исполнительного устройства 3, кинематическая связь которых осуществляется с помощью муфт 4. Если угловая скорость на входе передачи Так как валы редуктора (входной и выходной) непосредственно соединены с валами двигателя и ИУ. передаточное отношение редуктора определяется отношением угловых скоростей двигателя и ИУ
Пара сопряженных зубчатых колес в редукторе образует ступень. Редукторы могут состоять из одной (одноступенчатые) или нескольких ступеней, соединенных последовательно (многоступенчатые). Ступени могут быть составлены из различных по типу зубчатых колес: с прямыми или непрямыми зубьями, цилиндрических или конических колес. Ступень может состоять из пары червяк-червячное колесо. Выбор числа ступеней редуктора определяется передаточным отношением редуктора. Для одноступенчатых конических редукторов передаточное отношение обычно не превышает 5 ... 6, для цилиндрических - 7 ... 8, для червячных - 50 ... 70. При значениях передаточного отношения, превышающих указанные величины, проектируют двух - или многоступенчатые редукторы. Схемы наиболее распространенных типов двухступенчатых редукторов, а также рекомендуемые значения передаточных отношений представлены на рис. 1.2. Ступень редуктора, непосредственно соединенную с двигателем, называют быстроходной; ступень, выходной вал которой соединен с ИУ - тихоходной. Параметрам ступеней присваивают соответственно индексы Б или Т, например, * Поскольку имеющиеся в настоящее время таблицы в справочной литературе указывают частоту вращения ротора двигателя Таким образом, согласно рис. 1.2 а-г на валу 1 закреплена шестерня быстроходной ступени, вращающаяся со скоростью этого вала Up
=8 … 24 Up
=8 … 24 Up
=8 … 25 Up
=6 … 16 - цилиндрическая ступень прямозубая
а)
б)
в) Up
=6 … 16 - цилиндрическая ступень косозубая
г)
д)
е) I - входной вал; II - промежуточный вал; III - выходной вал. Рис. 1.2. Схемы наиболее распространенных типов редукторов: а - трехосный цилиндрический; б - трехосный цилиндрический с раздвоенной быстроходной ступенью; в - соосный; г - трехосный коническо-цилиндрический; д - червячный с верхним расположением червяка; е - червячный с нижним расположением червяка. Очевидно, что каждый из редукторов представляет собой комбинацию передач, отличавшихся типом зубьев и зубчатых колес. Эти комбинации могут Сыть составлены из следующих типов элементарных передач: - конической прямозубой; - конической с непрямыми зубьями; - цилиндрической прямозубой; - цилиндрической косозубой. Таким образом, расчет редуктора может быть сведен к расчет элементарных передач. Схемы таких элементарных передач представлены на рис. 1.3.
а)
б)
в)
г)
д)
е) Рис. 1.3. Схемы элементарных зубчатых передач а - коническая прямозубая; б - коническая с косыми зубьями; в - коническая с круговыми зубьями; г - цилиндрическая прямозубая; д - цилиндрическая косозубая; е - шевронная. В настоящее время в качестве источника механической энергии для привода используют электродвигатели трепаного переменного тока с короткозамкнутым ротором. Синхронная частота вращения, то есть частота вращения электромагнитного поля этих двигателей составляет 750, 1000, 1500 и 3000 об/мин. С ростом частоты вращения уменьшается масса, габариты и стоимость электродвигателей. Вместе с тем. выбор высокооборотных двигателей увеличивает передаточное отношение редуктора и следовательно, увеличиваются масса, габариты и стоимость редуктора Таким образом, для оценки экономических показателей привода необходимо прорабатывать несколько вариантов конструкции. Электродвигатель характеризуют номинальная частота вращения Цилиндрическая ступень 0.97 ... 0.98 однозаходном червяке 0.70 ... 0.80 Одна пара подшипников качения 0.99 ... 0.995 Соединительные муфты 0.98 ... 0.99 При известной мощности, потребляемой исполнительным устройством, необходимая мощность электродвигателя, например, для привода, представленного на рис. 1.4. будет равна
1.1.1 где
где
Рис. 1.4. Схема привода: 1 - быстроходная раздвоенная ступень трехосного редуктора; 2 - тихоходная ступень; 3 - пара подшипников качения; 4 - муфта, соединяющая вал электродвигателя и выходной вал редуктора; 5 - муфта, соединяющая выходной вал редуктора и ИУ. Потребная мощность Основные параметры закрытых обдуваемых электродвигателей серии 4А (ГОСТ 19523-74) приведены в таблице 1.1. Таблица 1.1 Электродвигатели серии 4А Тип двигателя Мощность, кВт Частота вращения, об/мин Размеры конца вала, мм Тип двигателя Мощность, кВт Частота вращения, об/мин Размеры конца вала, мм d1
l1
d1
l1
Синхронная частота вращения 3000 Синхронная частота вращения 1000 4АА63А2 0.37 2840 14 30 4А71А6 0.37 910 19 40 4АА63В2 0.55 2810 14 30 4А71В6 0.55 900 19 40 4А71А2 0.75 2840 19 40 4А80А6 0.75 915 22 50 4А71В2 1.1 2810 19 40 4А80В6 1.1 920 22 50 4А80А2 1.5 2850 22 50 4A90L6 1.5 935 24 50 4А80В2 2.2 2850 22 50 4A100L6 2.2 950 28 60 4A90L2 3.0 2840 24 50 4A112MA6 3.0 955 32 80 4A100S2 4.0 2880 28 60 4A112MB6 4.0 950 32 80 4A100L2 5.5 2880 28 60 4A132S6 5.5 965 33 80 4A112M2 7.5 2900 32 80 4A132M6 7.5 970 38 80 4A132M2 11.0 2900 38 80 4A160S6 11.0 975 48 110 4A160S2 15.0 2940 48 110 4A160M6 15.0 975 48 110 Синхронная частота вращения 1500 Синхронная частота вращения 750 4АА63B4 0.37 1380 14 30 4А80А8 0.37 675 22 50 4А71A4 0.55 1390 19 40 4А80В8 0.55 700 22 50 4А71B4 0.75 1390 19 40 4А90LА8 0.75 700 24 50 4А80A4 1.1 1420 22 50 4А90LВ8 1.1 700 24 50 4А80B4 1.5 1415 22 50 4A100L8 1.5 700 28 60 4А80L4 2.2 1425 22 50 4A112MA8 2.2 700 32 80 4A100S4 3.0 1435 28 60 4A112MB8 3.0 700 32 80 4A100L4 4.0 1430 28 60 4A132S8 4.0 720 38 80 4A100M4 5.5 1445 32 60 4A132M8 5.5 720 38 80 4A132S4 7.5 1445 38 80 4A160S8 7.5 730 48 110 4A132M4 11.0 1460 38 80 4A160M8 11.0 730 48 110 4A160S4 15.0 1465 48 110 4A180M8 15.0 730 55 110 Для избранного двигателя из таблицы 1.1 выписывают: тип двигателя, номинальные мощность 1.2. ПЕРЕДАТОЧНОЕ ОТНОШЕНИЕ РЕДУКТОРА К РАСПРЕДЕЛЕНИЕ ЕГО ПО СТУПНЯМ
Очевидно, что передаточное отношение редуктора есть произведение передаточных отношений ступеней. Для двухступенчатых редукторов Выбор передаточных отношений Передаточное отношение тихоходной ступени рассчитывают по формуле Для трехосных цилиндрических редукторов (рис. 1.2 а, б) Для соосного редуктора (рис. 1.2 в) Для коническо-цилиндрического редуктора коэффициенты Выбор коэффициента Коэффициент расчетной ширины венца быстроходной ступени коническо-цилиндрического редуктора рассчитывают по формуле Для трехосных цилиндрических редукторов Для соосных редукторов расчетную ширину зубчатого венце определяет в результате расчета ступени. Таблица 1.2 Значения коэффициентов
Коэффициент Тип зубьев колес тихоходной ступени Прямые Косые
0.6 1.57 0.291 1.64 0.302 0.8 1.60 0.299 1.77 0.298 1.0 1.68 0.300 1.87 0.296 1.2 1.76 0.298 1.95 0.295 1.4 1.79 0.296 2.02 0.294 Исходными дынными для расчета ступени являются передаточное отношение ступени Крутящий момент на шестерне быстроходной ступени определяют по формуле где Отказ от учета потерь в муфте и подшипниках позволяет упростить ввод дачных в ВМ я практически не влияет на размеры передачи. Результаты расчета и выбора исходных параметров быстроходной и тихоходной ступеней сводят в таблицу 1.3, вписывая числовые значения в две правых колонки вместо идентификаторов (буквенно-цифровое имя) рассчитываемых или выбираемых параметров. Таблица 1.3 Исходные параметры к расчету ступеней Наименование параметра Размерность Символ Ступень В Т 1 Передаточное отношение -
UB UT 2 Угловая скорость шестерни рад/с
OMEG1 OMEG2 3 Угловая скорость колеса рад/с
OMEG2 OMEG3 4 Крутящий момент Н м
TB1 TT1 5 Коэффициент расчетной ширины венца -
PSIB PSIT 1.3. ВЫБОР МАТЕРИАЛОВ И РАСЧЕТ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ
Основными материалами для изготовления зубчатых колес являются термически или химико-термически обработанные стали. Известно, что габариты и стоимость редуктора существенно зависят от размеров и стоимости зубчатых колес. Размеры и стоимость зубчатых колес определяется, главным образом, твердостью, рабочих поверхностей зубьев. Для снижения массы и габаритов редуктора целесообразно использовать материалы и виды термической или химико-термической обработки, позволявшие получить высокую твердость рабочих поверхностей зубьев, Вместе с тем. применение сталей. термически обработанных до высокой твердости, предполагает использование дорогостоящих материалов, усложняет технологию изготовления и следовательно, повышает стоимость изделия. Поэтому выбор материалов и термообработки приходится решать с учетом назначения и характера эксплуатации конкретной конструкции, а также экономической целесообразности использования данной марки стали. Для изготовления зубчатых колес можно рекомендовать нормализованные щи улучшенные стали с твердостью рабочих поверхностей 180 … 350 НВ. Если к габаритам и массе редуктора не предъявляют строгих требований. При необходимости уменьшения габаритов и массы (передачи летательных аппаратов, транспортных машин и т. п.) следует назначать стали с высокой твердостью рабочих поверхностей зубьев H2
>350 HB (38 … 63 HRC, 500 … 700 HV). С целью сокращения номенклатуры материалов, технологического оборудования и инструмента, желательно по возможности выбирать для зубчатых колес стали одной марки. Механические характеристики некоторых сталей, применяемых для изготовления зубчатых колес, приведены в приложении (таблица П.1) В таблице П.3 приложения, составленной в соответствии с ГОСТ 21354-87, приведены формулы определения предела контактной выносливости зубьев Данные таблицы П.3 позволяет рассчитать допускаемые напряжения на контактную прочность
где При твердости рабочих поверхностей зубьев колеса меньшей или равной 350 НВ, твердость шестерни Н4
следует назначать больше твердости колеса Н2
: Н1
- Н2
+ (10 … 40). В противном случае, то есть, если Н2
>350 НВ, выбирают материалы колес и термообработку зубьев так, чтобы Н1
= Н2
. Как отмечалось выше, выбор электродвигателя, распределение общего передаточного отношения редуктора по ступеням, а также выбор материала и твердости с целью наивыгоднейшего решения по габаритам, массе и стоимости редуктора и всего привода в целом, является многовариантной задачей и следовательно, требует трудоемких расчетов, сопоставления получаемых в них результатов при выборе оптимального варианта. Оптимизация варианта конструкции может оцениваться различными критериями, например, условием смазки, габаритами, массой, стоимостью, размерами или соотношением размеров установочной площади и т.п.. За критерий оптимизации можно например, принять установочные размеры В и L (рис. 1.2). В этом случае выбор электродвигателя и определение твердости материала зубчатых колес удобно выполнять с помощью номограммы, представленной на развороте (рис. 5.1). Использование предлагаемого графического метода с цлью получения заданных габаритов редуктора, исключает необходимость многовариантных расчетов. Номограмма построена для двухступенчатых редукторов, схемы которых представлены на рис 1.2. Для формализации ввода в ЭВМ приняты следующие обозначения типов редукторов (идентификатор TIP) в зависимости от комбинации элементарных передач, составляющих редуктор, и вида зубьев: 1 - коническо-цилиндрический, обе ступени - прямозубые; 2 - коническо-цилиндрический, коническая ступень - прямозубая, цилиндрическая - косозубая; 3 - простой трехосный, обе ступени - прямозубые; 4 - простой трехосный, обе ступени - косозубые; 5 - простой трехосный, быстроходная ступень - косозубая, тихоходная - прямозубая 6 - соосиый, обе ступени - прямозубые 7 - соосный. обе ступени - косозубые. 8 - сооскый, быстроходная ступень - косозубая, тихоходная -прямозубая. 9 - трехосный с раздвоенной быстроходной ступенью, обе ступени - косозубые; 10 - трехосный с раздвоенной быстроходной ступенью, быстроходная ступень - косозубая, тихоходная - прямозубая; 11 - трехосный с раздвоенной быстроходной ступень, быстроходная ступень - косозубая, тихоходная ступень составлена ив шевронных колес. Номограммой пользуются следующим образом. Через точку Пример. Дано. Частота вращения исполнительного устройства Решение. Электродвигатель марки 4A132S4, номинальная мощность На таблице П.1 выбирают марку стали и режим термообработки, при которой среднее значение твердости колеса Fср
на указанного в таблице интервала примерно равно найденному значению по номограмме. Так, найденная твердость (240 НВ) позволяет выбрать, например, сталь марки 45 с режимом термообработки - закалка в воду при температуре (810 … 840)° С с последующим отпуском при температуре (400 … 450)° С с твердостью Н2
- (236 … 263) НВ (Н2СР
- 0.5(236+263) - 249.5 НВ) или сталь 40Х с режимом термообработки - закалка в масло при температуре (920 … 850)° С и отпуск при температуре (600 … 660)° С с твердостью Н2
- (230 … 257) НВ (Н2СР
- 0.5(230+257) - 243.5 НВ). 1.4. ОПРЕДЕЛЕНИЕ КОЭФФИЦИЕНТОВ НАГРУЗКИ
KН
И КF
Нагрузка на зубья зубчатых колес складывается ив номинальной, то есть нагрузки, необходимой для нормального функционирования ИУ, и дополнительной, обусловленной неравномерностью распределения нагрузки между зубьями колеса, одновременно участвующими в зацеплении, неравномерностью распределения нагрузки по длине контактных линий и дополнительной динамической нагрузки, обусловленной неравномерностью вращения зубчатых колес в результате погрешностей окружного шага. Перечисленные дополнительные нагрузки учитывают введением в расчетные формулы коэффициентов Коэффициенты
Коэффициенты При расчете прямозубых передач Для косозубых колес коэффициент
1.4.1 Значения коэффициентов Таблица 1.4 Значения коэффициентов Степень точности 6 7 8 9 μ 0.00244 0.00508 0.00814 0.0122 λ 1.0034 1.02 1.051 1.1 Таблица 1.5 Ступени точности зубчатых передач Тип зубьев Твердость зубьев, НВ Окружная скорость колес, м/c до 2.0 св. 2.0 до 3.5 св. 3.5 до 6.0 св. 6.0 до 10.0 св. 10 до 15 Прямые ≤350 9 8 8 7 7 >350 8 7 7 6 6 Непрямые ≤350 9 9 8 8 7 >350 8 8 7 7 6 При расчете на изгиб прямозубых колес и узких косозубых, для которых Дм остальных косозубых колес коэффициент КFα
рассчитывают по формуле 1.4.2, справедливой при условии, что осевой коэффициент перекрытия
1.4.2 где
1.4.3 Коэффициенты
Коэффициенты
1.4.4
1.4.5 Значения вспомогательных коэффициентов Таблица 1.6 Значения коэффициентов Тип редуктора Ступень H1
или H2
≤ 350 H1
или H2
> 350
1, 2 В 0.339 1.10 0.738 1.29 0.812 1.258 1.28 1.13 Т 0.0805 1.42 0.162 1.37 0.192 1.47 0.29 1.76 3, 4, 5 В 0.157 1.29 0.336 1.26 0.384 1.225 0.579 1.29 Т 0.0805 1.42 0.162 1.37 0.192 1.47 0.29 1.76 6, 7, 5 В 0.0805 1.42 0.162 1.37 0.192 1.47 0.29 1.76 Т 0.103 1.29 0.234 1.38 0.275 1.29 0.395 1.65 9, 10, 11 В 0.157 1.29 0.336 1.26 0.384 1.225 0.579 1.29 Т 0.03 1.73 0.053 2.26 0.061 2.00 0.108 2.12 При выполнении предварительных расчетов на контактную прочность коэффициент
1.4.6 Коэффициенты
Коэффициенты При выполнении предварительных расчетов на контактную прочность коэффициент
1.4.7 При выполнении проверочных расчетов коэффициенты
1.4.7
1.4.8 Таблица 1.7 Значение коэффициентов Тип зубьев H1
или H2
≤ 350 H1
или H2
> 350 δH
δF
δH
δF
Прямые без модификация 0.006 0.016 0.014 0.016 Прямые c модификацией 0.004 0.011 0.010 0.011 Непрямые 0.002 0.006 0.004 0.006 Таблица 1.8 Значение коэффициента Модуль, мм Степень точности по номерам плавности 5 6 7 8 9 До 4.55 2.8 3.8 4.7 5.6 7.3 От 3.55 до 10 3.1 4.2 5.3 6.1 8.2 Свыше 10 3.7 4.8 6.4 7.3 10.0 Рассчитывая коэффициенты 2. РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ТИПОВ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ
При выполнении расчетов элементарных передач необходимо иметь ввиду: 1. Во всех формулах приняты следуйте размерности величин: - линейные размеры в миллиметрах (мм); - угловые размеры в градусах (град); - окружная скорость в метрах в секунду (м/с); - угловая скорость в радианах в секунду (рад/с); - сила в ньютонах (Н); - крутящий момент в ньютонометрах (Нм); - напряжения в мегапаскалях (мПа); - мощность в киловаттах (кВт); - удельная расчетная окружная сила в ньютонах на миллиметр (Н/мм). 2. Буквенно-цифровое обозначение, указанное в скобках после символа рассчитываемого параметра, является его идентификатором. 3. При выборе величин на ГОСТ 6636-69 необходимо принимать ближайшее значение к рассчитанному параметру. Однако при введении поправки на величину 4. При выборе модуля из ГОСТ 9563-80 последовательно перебирают значения из ряда 1 и, если одно значение этого ряда не удовлетворяет условиям 5. При пользовании промежуточные значения коэффициентов определяют методом линейной интерполяции. 2.1. РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПРЯМОЗУБОЙ ПЕРЕДАЧИ
1. Приближенное значение начального диаметра шестерни
2. Окружная скорость вращения зубчатых колес
По таблице 1.5 назначают степень точности. 3. Частные коэффициенты нагрузки при расчете на контактную прочность 4. Уточненное значение начального диаметра шестерни
5. Предварительное значение рабочей ширины зубчатого венца
Принятое значение 6. Межосевое расстояние
Принятое значение 7. Модуль Предварительно модуль вычисляют по формуле
По таблице 2.1 (выдержка из ГОСТ 9563-80) назначают модуль (идентификатор – MOD), предпочитая значения ряда 1 значениям ряда 2. При этом необходимо, чтобы число зубьев шестерни было больше минимального числа зубьев
Число зубьев шестерни округляют до ближайшего целого числа (идентификатор – ZET1). Затем определяют число зубьев колеса.
Таблица 2.1 Значения модулей Ряд 1 1.5 2.0 2.5 3.0 4.0 5.0 6.0 8.0 Ряд 2 1.75 2.25 2.75 3.5 4.5 5.5 7.0 9.0 8. Реальное передаточное число
9. Геометрические размеры зубчатых колес
10. Проверочный расчет на контактную прочность 10.1. Уточнение окружной скорости
10.2. Уточнение степени точности по таблице 1.5 и коэффициентов 10.3. Корректировка частных коэффициентов нагрузки; их рассчитывают по формулам 1.4.4 и 1.4.8. 10.4. Удельная расчетная окружная сила
10.5. Расчетное контактное напряжение
10.6. Условие прочности на контактную выносливость
При невыполнении условия прочности необходимо ввести поправку на расчетную ширину зубчатого венца
Значение 10.7. Недогрузка по контактной прочности
11. Ширина колеса
Принятое значение 12. Проверочный расчет на изгиб. 12.1. Коэффициенты формы зубьев шестерни Таблица 2.2 Коэффициенты формы зуба
17 20 25 30 40
|