5.3. Приведение моментов инерции звеньев агрегата к валу кривошипа

Моменты инерции звеньев агрегата определяются после эскизной компоновки, в процессе которой выбираются формы, размеры и виды материала деталей.

Приведенный к валу кривошипа момент инерции звеньев определяют по формуле

J_пр = J₀ + J_Т +J_К +J_ЭЛ u²_пр + (J_б + J_ш ) · u²_р,

где - средний, приведенный к валу кривошипа момент инерции кривошипно-ползунного механизма, 0,1…0,3 кг_∙м²;

- моменты инерции колеса и шестерни, кг_∙м²;

- моменты инерции быстроходного и тихоходного валов редуктора, кг_∙м²;

- момент инерции ротора электродвигателя, определяемый из каталога по маховому моменту, кг_∙м².

Момент инерции колес определяется приближенно по формуле, кг∙ м²

,

где - ширина зубчатого колеса, м; - диаметр делительной окружности колеса, м; - плотность материала зубчатого колеса. Для стали = 7,8 ∙ 10³ кг/м³.

Моменты инерции валов оценивают приближенно по формуле, кг_∙м²

· ,

где - эквивалентное значение диаметра, м; (приближенно d_экв = d_п. Здесь d_п - посадочный диаметр вала под подшипники); l_р - длина вала, м.

5.4. Определение момента инерции маховика

Для обеспечения заданного коэффициента неравномерности вращения коленчатого вала используют маховик, который устанавливают на звене приведения. Момент инерции маховика определяют по формуле, кг_∙ м²

J_пр,

где А - избыточная работа, Дж; [ ] - допускаемое значение коэффициента неравномерности вращения коленчатого вала.

Максимальную избыточную работу находят по диаграмме приведенных моментов (рис. 8) путем подсчета избыточной площади (в мм² ) и умножением ее на масштабные коэффициенты и . (На рис. 8 максимальная избыточная площадь заштрихована).

,

где - масштабный коэффициент оси моментов сил, Нм/мм;

- масштабный коэффициент углов поворота, рад/мм.

6. Расчет зубчатого редуктора

6.1 Определение допускаемых напряжений

Расчет зубчатых колес редуктора производится из условий обеспечения прочности зубьев по контактным напряжениям

.

Допускаемые контактные напряжения при расчете на выносливость

,

где - предел контактной выносливости поверхностей зубьев, МПа;

- коэффициент безопасности; - коэффициент долговечности.

Приближенное значение предела контактной выносливости при заданной твердости поверхности зубьев определяют из выражения

= 2НВ + 70.

При заданной долговечности редуктора L = 10000 ч величина = 1, а коэффициент безопасности зависит от термообработки зубчатых колес. При нормализации или улучшении рекомендуется значение = 1,1.

При расчете червячного редуктора рекомендуется принять МПа.

6.2. Расчет цилиндрической косозубой передачи

Межосевое расстояние определяется по формуле , мм

,

где - приведенный модуль упругости материала зубчатых колес, ( МПа); - вращающий момент на колесе, Н·мм;

, здесь - мощность, передаваемая колесом, кВт; - угловая скорость вращения колес, , рад/c; - коэффициент концентрации нагрузки, ; - коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния = 0,3 …0,5.

Величина межосевого расстояния а_w округляется до ближайшего значения из ряда 40 по ГОСТ 6636-69 ( 40…80; 85; 90; 95; 100; 105; 110; 120; 125; 130 мм, далее через 10 до 260).

Приближенное значение нормального модуля определяется из выражения

,

где - ширина зубчатого колеса, мм; ; - коэффициент ширины колеса по модулю, = 20…30.

Величина модуля округляется до ближайшего большего значения (по ГОСТ 9563-60 = 1; 1,25; 1,5; 2; 2,25; 3; 3,5; 4; 4,5; 6; 8; 10).

Для силовых передач рекомендуется принимать мм.

Предварительно угол наклона зуба рассчитывают по формуле

,

где - коэффициент осевого перекрытия, рекомендуется принять

Значение угла наклона зуба принимается в пределах .

Суммарное число зубьев шестерни и колеса

.

Полученное значение z_c округляется в меньшую сторону до целого числа.

Число зубьев шестерни

( ).

Полученное значение z_c округляется до ближайшего целого.

Число зубьев колеса .

Окончательное значение угла (с точностью до ) по формуле

.

Если при вычислениях получается угол < 8⁰ необходимо его увеличить или уменьшением модуля , или увеличением межосевого расстояния а_w, или уменьшением суммарного числа зубьев z_c. При этом следует сохранить заданное передаточное отношение u_р.

Диаметры делительных окружностей шестерни и колеса, мм,

; .

Ширина шестерни мм.