Архитектура Аудит Военная наука Иностранные языки Медицина Металлургия Метрология
Образование Политология Производство Психология Стандартизация Технологии


Выбор электродвигателя с помощью ЭВМ

Для расчета силовых и кинематических параметров электродвигателя предлагается составить вычислительную программу на любом алгоритмическом языке по алгоритму, приведенному в параграфе 1.1 и блок-схеме на рис.2. В качестве оптимального передаточного отношения зубчатой пары принимают такое расчетное значение, которое совпадает или наиболее близко ближайшему стандартному значению.

 
 

 

 


Рис.2

ВЫБОР МАТЕРИАЛА ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС

При выборе материалов зубчатых колес следует помнить:

1. Зубья шестерни вступают в зацепление чаще зубьев колеса. Поэтому поверхностная твердость зубьев шестерни должна быть выше, чем у колеса на 20-30 единиц Бриннеля (НВ20-НВ30);

2. Материалы шестерни и колеса целесообразно назначать одной марки. При этом разность в твердости достигается термической обрабоской или размеров заготовок шестерни и колеса.

В табл. 3 приведены механические характеристики сталей, применяемых для изготовления зубчатых колес редукторов закрытого типа.

Таблица 3 /2/

Марка стали Диаметр заготовкимм Предел прочнос-ти, МПа Предел текучести МПа Твердость HRC Твердость HB Термическая обработка
Любой - 163-192 Нормализация
Любой - 179-207 Нормализация
- 235-262 269-302 Улучшение
40Х - 235-262 269-302 Улучшение
40Х 45-50 269-302 Улучшение+закалка ТВЧ
35ХМ - - 235-262 269-302 Улучшение
35ХМ 48-53 269-302 Улучшение+закалка ТВЧ
40ХН - - 235-262 269-302 Улучшение
35ХМ 48-53 269-302 Улучшение+закалка ТВЧ
20ХН2М 56-63 300-400 Улучшение+цемента-ция+закалка
18ХГТ 56-63 300-400 Улучшение+цемента-ция+закалка
12ХН3А 56-63 300-400 Улучшение+цемента-ция+закалка
25ХГМ 56-63 300-400 Улучшение+цемента-ция+закалка
40ХН2МА 50-56 269-302 Улучшение+азотиро-вание
35Л Любая - 163-207 Нормализация
45Л - 207-235 Улучшение
40ГЛ - 235-262 Улучшение

Допускаемое напряжение на контактную выносливость определяется по формуле

(2.1)

где sHlimb - предел выносливости по контактным напряжениям при базовом числе циклов нагружения NH0 и коэффициент безопасности sH определяют из табл.4.

Коэффициент долговечности kHL вычисляют по формуле

(2.2)

Базовое число циклов нагружения зуба колеса

(2.3)

Эквивалентное число циклов нагружения NHE определяется в соответствие с графиком нагрузки по формуле

(2.4)

где Тmax,TI,…,Ti - передаваемые приводом крутящие моменты в течение времени tmax, tI, …, ti с частотами вращения nmax,nI,…,ni соответственно. Коэффициент долговечности kHL = 1, если NHE>NH0.

Для непрямозубых колес допускаемое напряжение

(2.5)

где sНР1,sНР2 - допускаемые напряжения на контактную выносливость соответственно материала шестерни и колеса.

РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

Проектный расчет

Из расчета на контактную выносливость по преобразованной формуле Герца находят межосевое расстояние

(3.1)

где С=310 для прямозубой передачи, С=270 для косозубой и шевронной передачи. Прямозубые передачи применяются при окружных скоростях вращения в зацеплении V<6 м/с; косозубые - при скоростях V=3-15 м/с. Шевронные передачи используются для тяжелонагруженных приводов.


 

Таблица № 4

 

Термическая Твердость зубьев HRC Стали SH SF
обработка На поверхности В сердце-вине   МПа   МПа  
Нормализация, улучшение НВ180-350 40;45;40Х; 40ХН; 35ХМ и др. 2*НВ+70 1.1 1.8НВ 1.75
Объемная закалка 45-55 40Х;40ХН; 35ХМ и др. 18HRC+150 1.1 1.75
Закалка при нагреве ТВЧ по всему контуру (модуль тп³3) 56-63 42-50 25-35 58;У7 40Х;35ХМ и др. 17HRCпов 1.2 1.75
Закалка при нагреве ТВЧ сквозная (модуль тп<3) 42-50 42-50 40Х; 35ХМ;40ХН и др. +200 1.2 1.75
Азотирование HV 550-750 24-40 40Х; 40ХФА; 40ХН2МА и др. 1.2 10HRCпов+240 1.75
Цементация и закалка 56-63   30-43 Цементируемые стали всех марок 20Н2М;12ХН3А 23HRCпов 1.2 1.55
Нитроцементация и закалка 56-63 30-43 25ХГМ 23HRCпов 1.2 1.55

 

Здесь HRCпов твердость материала заготовки на ее поверхности в единицах Роквелла;

HV - единицы твердости при испытании алмазной пирамидкой по Виккерсу.


 

Коэффициенты нагрузки в проектном расчете предварительно принимают kHa=1; kHV=1, а kHb определяют по табл.5.

Таблица 5 /3/

Расположение зубчатых колес относительно Твердость
подшипниковых опор £ НВ350 >НВ350
Симметричное 1.00 - 1.15 1.05 - 1.25
Несимметиричное 1.10 - 1.15 1.15 - 1.35
Консольное 1.20 - 1.35 125 - 1.45

 

Угол наклона линии зуба b для косозубых колес выбирают в пределах от 8 до 220 ( чаще до 150); для шевронных b = 25 - 400. Выбор большего значения угла наклона способствует улучшению кинематических параметров передачи (плавность хода, бесшумность работы, меньшие габариты и т.д.), но увеличивает осевую нагрузку в зацеплении, что отрицательно сказывается на стоимости и габаритах подшипниковых узлов.

Коэффициент ширины венца yba назначают из ряда 0.063; 0.08; 0.100; 0.125; 0.160; 0.200; 0.250; 0.315; 0.400; 0.500; 0.630; 0.800; 1.00; 1.25 в пределах от 0.125 до 0.400 для прямозубых колес; от 0.250 до 0.630 для косозубых и от 0.5 до 1.00 для шевронных колес.

Вращающий момент Т2 вычислили ранее по (1.12). Передаточное число u зубчатой пары равно ее передаточному отношению i.

Межосевое расстояние (3.1) округляется до ближайшего значения по СТ СЭВ 229-75 (мм) : 25; 28; 32; 40; 45; 50; 56; 63; 71; 80; 90; 100; 112; 125; 140; 160; 180; 200; 224; 250; 280; 315; 355; 400; 450; 500; 560; 630; 710.

Модуль зацепления m (для косозубых и шевронных колес обычно нормальный модуль mn) выбирают в пределах

m = (0.01¸0.02)*aw (3.2)

из ряда стандартных по СТ СЭВ 310-76 (мм): 1; 1.125, 1.25; 1.375; 1.50; 1.75; 2.0; 2.25; 2.5; 2.75; 3.0; 3.5; 4.0; 4.5; 5.0; 5.5; 6.0; 7.0; 8.0; 9.0; 10.0; 11; 12; 14; 16; 18; 20.

Определяют суммарное число зубьев

(3.3)

Здесь и далее для прямозубых колес нормальный модуль зацепления заменяют на модуль m, а b = 0.

Число зубьев шестерни и колеса вычисляют по формулам, приведенным ниже, окугляя результат до целого числа

(3.4)

Во избежание подрезания корня ножки зуба, должно соблюдаться ограничение на минимальное число зубьев шестерни

z1 ³ 17 cos3b. (3.5)

Если это условие не соблюдается, необходимо уменьшить модуль зацепления в рекомендованных пределах (3.2) и повторить расчет или начать проектирование передачи со смещением. После округления z1 и z2 уточняют передаточное число

u = z2 / z1. (3.6)

Отклонение расчетного значения от ближайшего стандартного uCT

(3.7)

не должно превышать 2.5% при u£4.5% и 4 % при u>4.5%. Если это условие не выполняется, расчет повторяют для других исходных модулей зацепления.

Чтобы сохранить межосевое расстояние стандартным, уточняют угол наклона линии зуба для косозубых и шевронных передач

(3.8)

В прямозубых передачах уточняют межосевое расстояние

(3.9)

Прочие геометрические параметры зубчатых колес определяют по табл.6.

Таблица 6

Параметры Обознач. Формулы
Делительный диаметр d1(* z1*mn/cosb
Диаметр окружности вершин da1(* d1+2*mn/cosb
Диаметр окружности впадин df1(* d1-2.5*mn/cosb
Ширина зуба колеса bw2(** yba*aw
Коэффициент ширины зуба по делительному диаметру шестерни ybd 0.5*yba(u+1)

(* - расчет аналогичного параметра колеса выполняют по такой же формуле с соответствующей заменой индекса "1" на "2"; (** - ширину зуба шестерни назначают на 5-10 мм больше, чтобы предотвратить уменьшение длины контактной линии при возможном смещении зубчатых колес в зацеплении.

Последнее изменение этой страницы: 2016-03-22; Просмотров: 17; Нарушение авторского права страницы


lektsia.com 2007 - 2017 год. Все права принадлежат их авторам! (0.088 с.) Главная | Обратная связь