|
Рефераты |
Расчет редуктораРасчет редуктора1 З А Д А Н И Е Спроектировать привод. В состав привода входят следующие передачи: 1 - ременная передача с клиновым ремнём; 2 - закрытая зубчатая цилиндрическая передача; 3 - закрытая зубчатая цилиндрическая передача. Мощность на выходном валу Р = 6,0 кВт. Частота вращения выходного вала n = 70,0 об./мин. Коэффициент годового использования Кг = 1,0. Коэффициент использования в течении смены Кс = 1,0. Срок службы L = 5,0 г. Число смен S = 2,0. Продолжительность смены T = 8,0 ч. Тип нагрузки - постоянный. Курсовой проект выполнен на сайте Детали машин www.detm.narod.ru Выполняем следующие виды расчетов : · расчет плоскоременной передачи · расчет клиноременной передачи · расчет цепной передасчи · расчет конической передачи · расчет цилиндрической передачи · расчет червячной передачи · кинематический расчет привода · рачет одно-двух-трех ступечатого редуктора · расчет цилиндрического редуктора · расчет червячного редектора · расчет червячно - цилиндрического редектора · расчет коническо - цилиндрического редектора · и других видов редукторов и приводов ( до шести передач одновременно) СОДЕРЖАНИЕ ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ РАСЧЁТ 1-Й КЛИНОРЕМЁННОЙ ПЕРЕДАЧИ РАСЧЁТ 2-Й ЗУБЧАТОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ РАСЧЁТ 3-Й ЗУБЧАТОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ШЕСТЕРЁН И КОЛЁС ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОРПУСА РЕДУКТОРА РАСЧЁТ РЕАКЦИЙ В ОПОРАХ ПРОВЕРКА ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКОВ УТОЧНЁННЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ ТЕПЛОВОЙ РАСЧЁТ РЕДУКТОРА ВЫБОР СОРТА МАСЛА ВЫБОР ПОСАДОК ТЕХНОЛОГИЯ СБОРКИ РЕДУКТОРА СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ По табл. 1.1[1] примем следующие значения КПД: - для ременной передачи с клиновым ремнем : h1 = 0,96 - для закрытой зубчатой цилиндрической передачи : h2 = 0,975 - для закрытой зубчатой цилиндрической передачи : h3 = 0,975 Общий КПД привода будет : h = h1 x ... x hn x hподш.3 = 0,96 x 0,975 x 0,975 x 0,993 = 0,885 где hподш. = 0,99% - КПД одного подшипника. Угловая скорость на выходном валу будет : wвых. = p x nвых. / 30 = 3.14 x 70,0 / 30 = 7,33 рад/с Требуемая мощность двигателя будет : Pтреб. = Pвых. / h = 6,0 / 0,885 = 6,776 кВт В таблице 24.7[2] по требуемой мощности выбираем электродвигатель 160M8 (исполнение IM1081), с синхронной частотой вращения 750,0 об/мин, с параметрами: Pдвиг.=11,0 кВт. Номинальная частота вращения с учётом скольжения nдвиг.=727,0 об/мин, угловая скорость wдвиг. = p x nдвиг. / 30 = 3,14 x 727,0 / 30 = 76,131 рад/с. Oбщее передаточное отношение: U = wдвиг. / wвых. = 76,131 / 7,33 = 10,386 Для передач выбрали следующие передаточные числа: U1 = 1,45 U2 = 3,15 U3 = 2,24 Рассчитанные частоты и угловые скорости вращения валов сведены ниже в таблицу :
Вращающие моменты на валах будут: T1 = Tдвиг. x U1 x h1 x hподш. = Pтреб. x U1 x h1 x hподш. / wдвиг. = 6,776 x 106 x 1,45 x 0,96 x 0,99 / 76,131 = 122652,556 Нxмм где wдвиг. = 76,131 рад/с. T2 = T1 x U2 x h2 x hподш. = 122652,556 x 3,15 x 0,975 x 0,99 = 372929,696 Нxмм T3 = T2 x U3 x h3 x hподш. = 372929,696 x 2,24 x 0,975 x 0,99 = 806333,672 Нxмм РАСЧЕТ 1-Й КЛИНОРЕМЁННОЙ ПЕРЕДАЧИ 1. Вращающий момент на меньшем ведущем шкиве: T(ведущий шкив) = 89002,493 Нxмм. 2. По номограмме на рис. 7.3[1] в зависимости от частоты вращения меньшего ведущего шкива n(ведущий шкив) (в нашем случае n(ведущий шкив)=727,0 об/мин) и передаваемой мощности: P = T(ведущий шкив) x w(ведущий шкив) = 89002,493 x 76,131 = 6,776кВт принимаем сечение клинового ремня А. 3. Диаметр меньшего шкива по формуле 7.25[1]: d1 = (3...4) x T(ведущий шкив)1/3 = (3...4) x 89002,4931/3 = 133,944...178,591 мм. Согласно табл. 7.8[1] принимаем d1 = 160,0 мм. 4. Диаметр большого шкива (см. формулу 7.3[1]): d2 = U x d1 x (1 - e) = 1,45 x 160,0 x (1 - 0,015 = 228,52 мм. где e = 0,015 - относительное скольжение ремня. Принимаем d2 = 224,0 мм. 5. Уточняем передаточное отношение: Uр = d2 / (d1 x (1 - e)) = 224,0 / (160,0 x (1 - 0,015)) = 1,421 При этом угловая скорость ведомого шкива будет: w(ведомый шкив) = w(ведущий шкив) / Uр = 76,131 / 1,421 = 53,564 рад/с. Расхождение с требуемым (52,504-53,564)/52,504=-2,018%, что менее допускаемого: 3%. Следовательно, окончательно принимаем диаметры шкивов: d1 = 160,0 мм; d2 = 224,0 мм. 6. Межосевое расстояние Ap следует принять в интервале (см. формулу 7.26[1]): amin = 0.55 x (d1 + d2) + T0 = 0.55 x (160,0 + 224,0) + 6,0 = 217,2 мм; amax = d1 + d2 = 160,0 + 224,0 = 384,0 мм. где T0 = 6,0 мм (высота сечения ремня). Принимаем предварительно значение aw = 447,0 мм. 7. Расчетная длина ремня по формуле 7.7[1]: L = 2 x aw + 0.5 x p x (d1 + d2) + (d2 - d1)2 / (4 x aw) = 2 x 447,0 + 0.5 x 3,142 x (160,0 + 224,0) + (224,0 - 160,0)2 / (4 x 447,0) = 1499,477 мм. Выбираем значение по стандарту (см. табл. 7.7[1]) 1500,0 мм. 8. Уточнённое значение межосевого расстояния aр с учетом стандартной длины ремня L (см. формулу 7.27[1]): aр = 0.25 x ((L - w) + ((L - w)2 - 2 x y)1/2) где w = 0.5 x p x (d1 + d2) = 0.5 x 3,142 x (160,0 + 224,0) = 603,186 мм; y = (d2 - d1)2 = (224,0 - 224,0)2 = 4096,0 мм. Тогда: aр = 0.25 x ((1500,0 - 603,186) + ((1500,0 - 603,186)2 - 2 x 4096,0)1/2) = 447,262 мм, При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01 x L = 15,0 мм для облегчения надевания ремней на шкивы и возможность увеличения его на 0,025 x L = 37,5 мм для увеличения натяжения ремней. 9. Угол обхвата меньшего шкива по формуле 7.28[1]: a1 = 180o - 57 x (d2 - d1) / aр = 180o - 57 x (224,0 - 160,0) / aр = 171,844o 10. Коэффициент режима работы, учитывающий условия эксплуатации передачи, по табл. 7.10[1]: Cp = 1,2. 11. Коэффициент, учитывающий влияние длины ремня по табл. 7.9[1]: CL = 0,98. 12. Коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата (см. пояснения к формуле 7.29[1]): Ca = 0,98. 13. Коэффициент, учитывающий число ремней в передаче (см. пояснения к формуле 7.29[1]): предполагая, что ремней в передаче будет от 4 до 6, примем коэффициент Сz = 0,85. 14. Число ремней в передаче: z = P x Cp / (PoCL x Ca x Cz) = 6775,872 x 1,2 / (1870,0 x 0,98 x 0,98 x 0,85 = 5,329, где Рo = 1,87 кВт - мощность, передаваемая одним клиновым ремнем, кВт (см. табл. 7.8[1]). Принимаем z = 6,0. 15. Скорость: V = 0.5 x w(ведущего шкива) x d1 = 0.5 x 76,131 x 0,16 = 6,091 м/c. 16. Нажатие ветви клинового ремня по формуле 7.30[1]: F0 = 850 x P x Cр x CL / (z x V x Ca) + q x V2 = 850 x 6,776 x 1,2 x 0,98 / (6,0 x 6,091 x 0,98) + 0,1 x 6,0912 = 192,915 H. где q = 0,1 Hxc2/м2 - коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил (см. пояснения к формуле 7.30[1]). 17. Давление на валы находим по формуле 7.31[1]: Fв = 2 x F0 x sin(a/2) = 2 x 192,915 x 6,0 x sin(171,844o/2) = 2309,12 H. 18. Напряжение от силы F0 находим по формуле 7.19[1]: s1 = F0 / A = 192,915 / 81,0 = 2,382 МПа. где A = 81,0 мм2 - площадь поперечного сечения ремня. 19. Напряжение изгиба (формулa 7.19[1]): sи = 2 x Еи x y / d1 = 100 x 3,0 / 160,0 = 1,875 МПа. где Еи = 100 МПа - для резинотканевых ремней; y - растояние от нейтральной оси до опасного волокна сечения ремня y = 3,0. 20. Напряжение от центробежных сил (по формуле 7.19[1]): sv = r x V2 x 10-6 = 1100 x 0,0062 = 0,041 МПа. где r = 1100 кг/м3 - плотность ремня. 21. Максимальное напряжение по формуле 7.18[1] будет: smax = s1 + sи + sv = 2,382 + 1,875 + 0,041 = 4,297 МПа. Условие прочности smax <= 7 МПа выполнено. 22. Проверка долговечности ремня: Находим рабочий ресурс ремня по формуле 7.22[1] а) базовое число циклов для данного типа ремня: Noц = 4600000,0; б) коэффициент, учитывающий влияние передаточного отношения; Ci = 1.5 x U1/3 - 0.5 = 1.5 x 1,4211/3 = 1,187; в) коэффициент, учитывающий характер нагрузки СH = 1 при постоянной нагрузке. H0 = Noц x Lр x Ci x CH x (s-1 / smax)8 / (60 x p x d1 x n(ведущий шкив)) = 4600000,0 x 1500,0 x 1,187 x 1,0 x (7,0 / 4,297)8 / (60 x 3,142 x 160,0 x 727,0) = 18503,085 ч. При среднем режиме нагрузки рабочий ресурс ремня должен быть не менее 2000 часов Таким образом условие долговечности выполнено. 23. Ширина шкивов Вш (см. табл. 7.12[1]): Вш = (z - 1) x e + 2 x f = (6,0 - 1) x 15,0 + 2 x 10,0 = 95,0 мм. РАСЧЕТ 2-Й ЗУБЧАТОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками (см. табл. 2.1-2.3[1]): - для шестерни : сталь : 45 термическая обработка : улучшение твердость : HB 230 - для колеса : сталь : 45Л термическая обработка : нормализация твердость : HB 160 Допустимые контактные напряжения (стр. 13[2]) , будут: [s]H = sH lim x ZN x ZR x Zv / SH , По таблицам 2.1 и 2.2 гл. 2[2] имеем для сталей с твердостью поверхностей зубьев менее HB 350 : sH lim b = 2 x HB + 70 . sH lim(шестерня) = 2 x 230,0 + 70 = 530,0 МПа; sH lim(колесо) = 2 x 160,0 + 70 = 390,0 МПа; SH - коэффициент безопасности SH = 2,2; ZN - коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса. ZN = (NHG / NHE)1/6, где NHG - число циклов, соответствующее перелому кривой усталости, определяется по средней твёрдости поверхности зубьев: NHG = 30 x HBср2.4 <= 12 x 107 NHG(шест.) = 30 x 230,02.4 = 13972305,126 NHG(кол.) = 30 x 160,02.4 = 5848024,9 NHE = mH x Nк - эквивалентное число циклов. Nк = 60 x n x c x tS Здесь : - n - частота вращения, об./мин.; nшест. = 501,379 об./мин.; nкол. = 159,168 об./мин. - c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении; tS = 365 x Lг x C x tc - пордолжительность работы передачи в расчётный срок службы, ч. - Lг=5,0 г. - срок службы передачи; - С=2 - количество смен; - tc=8,0 ч. - продолжительность смены. tS = 365 x 5,0 x 2 x 8,0 = 29200,0 ч. mH = 0,18 - коэффициент эквивалентности по табл. 2.4[2] для среднего номинального режима нагрузки (работа большую часть времени со средними нагрузками).Тогда: Nк(шест.) = 60 x 501,379 x 1 x 29200,0 = 878416008,0 Nк(кол.) = 60 x 159,168 x 1 x 29200,0 = 278862336,0 NHE(шест.) = 0,18 x 878416008,0 = 158114881,44 NHE(кол.) = 0,18 x 278862336,0 = 50195220,48 В итоге получаем: ZN(шест.) = (13972305,126 / 158114881,44)1/6 = 0,667 Так как ZN(шест.)<1.0 , то принимаем ZN(шест.) = 1,0 ZN(кол.) = (5848024,9 / 50195220,48)1/6 = 0,699 Так как ZN(кол.)<1.0 , то принимаем ZN(кол.) = 1,0 ZR = 0,9 - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости сопряжённых поверхностей зубьев. Zv - коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости: Zv = 1...1.15 Предварительное значение межосевого расстояния: aw' = K x (U + 1) x (Tшест. / U)1/3 где К - коэффициент поверхностной твёрдости зубьев, для данных сталей К=10, тогда: aw' = 10 x (3,15 + 1) x (122,653 / 3,15)1/3 = 140,66 мм. Окружная скорость Vпредв. : Vпредв. = 2 x p x aw' x nшест. / (6 x 104 x (U + 1)) = 2 x 3.142 x 140,66 x 501,379 / (6 x 104 x (3,15 + 1)) = 1,78 м/с По найденной скорости получим Zv: Zv = 0.85 x V0.1 = 0.85 x 1,780.1 = 0,9 Допустимые контактные напряжения: для шестерни [s]H1 = 530,0 x 1,0 x 0,9 x 1,0 / 2,2 = 216,818 МПа; для колеса [s]H2 = 390,0 x 1,0 x 0,9 x 1,0 / 2,2 = 159,545 МПа; Для косозубых колес расчетное допустимое контактное напряжение находим по формуле 3.10 гл.3[1]: [s]H = (0.5 x ( [s]H12 + [s]H22 ))1/2 Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение будет: [s]H = (0.5 x (216,8182 + 159,5452))1/2 = 190,348 МПа. Требуемое условие выполнено : [s]H = 190,348МПа < 1.25 x [s]H2 = 1.25 x 159,545 = 199,432 Допустимые напряжения изгиба (стр. 15[2]) , будут: [s]F = sF lim x YN x YR x YA / SF , По таблицам 2.1 и 2.2 гл. 2[2] имеем sF lim(шестерня) = 414,0 МПа; sF lim(колесо) = 288,0 МПа; SF - коэффициент безопасности SF = 1,7; YN - коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса. YN = (NFG / NFE)1/6, где NFG - число циклов, соответствующее перелому кривой усталости: NFG = 4 x 106 NFE = mF x Nк - эквивалентное число циклов. Nк = 60 x n x c x tS Здесь : - n - частота вращения, об./мин.; nшест. = 501,379 об./мин.; nкол. = 159,168 об./мин. - c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении; tS = 365 x Lг x C x tc - пордолжительность работы передачи в расчётный срок службы, ч. - Lг=5,0 г. - срок службы передачи; - С=2 - количество смен; - tc=8,0 ч. - продолжительность смены. tS = 365 x 5,0 x 2 x 8,0 = 29200,0 ч. mF = 0,065 - коэффициент эквивалентности по табл. 2.4[2] для среднего номинального режима нагрузки (работа большую часть времени со средними нагрузками).Тогда: Nк(шест.) = 60 x 501,379 x 1 x 29200,0 = 878416008,0 Nк(кол.) = 60 x 159,168 x 1 x 29200,0 = 278862336,0 NFE(шест.) = 0,065 x 878416008,0 = 57097040,52 NFE(кол.) = 0,065 x 278862336,0 = 18126051,84 В итоге получаем: YN(шест.) = (4 x 106 / 57097040,52)1/6 = 0,642 Так как YN(шест.)<1.0 , то принимаем YN(шест.) = 1,0 YN(кол.) = (4 x 106 / 18126051,84)1/6 = 0,777 Так как YN(кол.)<1.0 , то принимаем YN(кол.) = 1,0 YR = 1,0 - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости, переходной поверхности между зубьями. YA - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (реверса). При реверсивной нагрузке для материала шестерни YA1 = 0,65. Для материала шестерни YA2 = 0,65 (стр. 16[2]). Допустимые напряжения изгиба: для шестерни [s]F1 = 414,0 x 1,0 x 1,0 x 0,65 / 1,7 = 158,294 МПа; для колеса [s]F2 = 288,0 x 1,0 x 1,0 x 0,65 / 1,7 = 110,118 МПа; По таблице 2.5[2] выбираем 9-ю степень точности. Уточняем предварительно найденное значение межосевого расстояния по формуле (стр. 18[2]): aw = K x a x (U + 1) x (KH x Tшест. / (yba x U x [s]2H))1/3 , где Кa = 410 - для косозубой передачи, для несимметрично расположенной цилиндрической передачи выбираем yba = 0,315; KH - коэффициент нагрузки в расчётах на контактную прочность: KH = KHv x KHb x KHa где KHv = 1,036 - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения (выбирается по табл. 2.6[2]); KHb - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, обусловливаемую погрешностями изготовления (погрешностями направления зуба) и упругими деформациями валов, подшипников. Коэффициент KHb определяют по формуле: KHb = 1 + (KHbo - 1) x KHw Зубья зубчатых колёс могут прирабатываться: в результате повышенного местного изнашивания распределение нагрузки становиться более равномерным. Для определения коэффициента неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы KHbo предварительно вычисляем ориентировочное значение коэффициента ybd: yba = 0.5 x yba x (U + 1) = 0.5 x 0,315 x (3,15 + 1) = 0,654 По таблице 2.7[2] KHbo = 1,091. KHw = 0,194 - коэффициент, учитывающий приработку зубьев (табл. 2.8[2]). Тогда: KHb = 1 + (1,091 - 1) x 0,194 = 1,018 Коэффициент KHa определяют по формуле: KHa = 1 + (KHao - 1) x KHw KHao - коэффициент распределения нагрузки между зубьями в связи с погрешностями изготовления (погрешность шага зацепления и направления зуба) определяют в зависимости от степени точности по нормам плавности для косозубой передачи и для данного типа сталей колёс: KHao = 1 + 0.25 x (nст - 5) = 1 + 0.25 x (9,0 - 5) = 2,0 Так как значение получилось большим 1.6, то принимаем KHao = 1.6 KHa = 1 + (1,6 - 1) x 0,194 = 1,116 В итоге: KH = 1,036 x 1,018 x 1,116 = 1,176 Тогда: aw = 410,0 x (3,15 + 1) x (1,176 x 122,653 / (0,315 x 3,15 x 190,3482))1/3 = 270,398 мм. Принимаем ближайшее значение aw по стандартному ряду: aw = 280,0 мм. Предварительные основные размеры колеса: Делительный диаметр: d2 = 2 x aw x U / (U + 1) = 2 x 280,0 x 3,15 / (3,15 + 1) = 425,06 мм. Ширина: b2 = yba x aw = 0,315 x 280,0 = 88,2 мм. Ширину колеса после вычисления округляем в ближайшую сторону до стандартного числа (см. табл. 24.1[2]): b2 = 90,0 мм. Максимально допустимый модуль mmax, мм, определяют из условия неподрезания зубьев у основания: mmax = 2 x aw / (17 x (U + 1)) = 2 x 280,0 / (17 x (3,15 + 1)) = 7,938 мм. Минимально допустимый модуль mmin, мм, определяют из условия прочности: mmin = (Km x KF x Tшест. x (U + 1)) / (aw x b2 x [s]F) где Km = 2.8 x 103 - для косозубых передач; [s]F - наименьшее из значений [s]F1 и [s]F2. Коэффициент нагрузки при расчёте по напряжениям изгиба: KF = KFv x KFb x KFa Здесь коэффициент KFv = 1,071 - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения, связанную прежде всего с ошибками шагов зацепления шестерни и колеса. Находится по табл. 2.9[2] в зависимости от степени точности по нормам плавности, окружной скорости и твёрдости рабочих поверхностей. KFb - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца, оценивают по формуле: KFb = 0.18 + 0.82 x KHbo = 0.18 + 0.82 x 1,091 = 1,074 KFa = KFbo = 1,6 - коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями. Тогда: KF = 1,071 x 1,074 x 1,6 = 1,841 mmin = (2.8 x 103 x 1,841 x 122,653 x (3,15 + 1)) / (280,0 x 90,0 x 110,118) = 0,946 мм. Из полученного диапазона (mmin...mmax) модулей принимаем значение m, согласуя его со стандартным: m = 1,0. Для косозубой передачи предварительно принимаем угол наклона зубьев: b = 8,0o. Суммарное число зубьев: ZS = 2 x aw x cos(b) / m = 2 x 280,0 x cos(8,395o) / 1,0 = 554,55 Полученное значение ZS округляем в меньшую сторону до целого числа ZS = 554. После этого определяется действительное значение угла bo наклона зубьев: b = arccos(ZS x m / (2 x aw)) = arccos(554,0 x 1,0 / (2 x 280,0)) = 8,395o Число зубьев шестерни: z1 = ZS / (U + 1) >= z1min = 17 z1 = 554 / ( 3.15 + 1) = 133,494 Принимаем z1 = 134 Коэффициент смещения x1 = 0 при z1 >= 17. Для колеса внешнего зацепления x2 = -x1 = 0,0 Число зубьев колеса внешнего зацепления: z2 = ZS - z1 = 554 - 134 = 420 Фактическое передаточное число: Uф = z2 / z1 = 420 / 134 = 3,134 Фактическое значение передаточного числа отличается на 0,498%, что не более, чем допустимые 4% для двухступенчатого редуктора. Делительное межосевое расстояние: a = 0.5 x m x (z2 + z1) / cos(b) = 0.5 x 1,0 x ( 420 + 134) / cos(8,395o) = 280,0 мм. Коэффициент воспринимаемого смещения: y = -(aw - a) / m = -(280,0 - 280,0) / 1,0 = 0,0 Диаметры колёс: делительные диаметры: d1 = z1 x m / cos(b) = 134 x 1,0 / cos(8,395o) = 135,451 мм. d2 = 2 x aw - d1 = 2 x 280 - 135,451 = 424,549 мм. диаметры da и df окружностей вершин и впадин зубьев колёс внешнего зацепления: da1 = d1 + 2 x (1 + x1 - y) x m = 135,451 + 2 x (1 + 0,0 - 0,0) x 1,0 = 137,451 мм. df1 = d1 - 2 x (1.25 - x1) x m = 135,451 - 2 x (1.25 - 0,0) x 1,0 = 132,951 мм. da2 = d2 + 2 x (1 + x2 - y) x m = 424,549 + 2 x (1 + 0,0 - 0,0) x 1,0 = 426,549 мм. df2 = d2 - 2 x (1.25 - x2) x m = 424,549 - 2 x (1.25 - 0,0) x 1,0 = 422,049 мм. Расчётное значение контактного напряжения: sH = Zs x ((KH x Tшест. x (Uф + 1)3) / (b2 x Uф))1/2 / aw <= [s]H где Zs = 8400 - для прямозубой передачи. Тогда: sH = 8400 x ((1,176 x 122,653 x (3,134 + 1)3) / (90,0 x 3,134))1/2 / 280,0 = 180,365 МПа <= [s]H = 190,348 МПа. Силы в зацеплении: окружная: Ft = 2 x Tшест. / d1 = 2 x 122652,556 / 135,451 = 1811,021 H; радиальная: Fr = Ft x tg(a) / cos(b) = 1811,021 x tg(20o) / cos(8,395o) = 666,297 H; осевая: Fa = Ft x tg(b) = 1811,021 x tg(8,395o) = 267,259 H. Расчётное напряжение изгиба: в зубьях колеса: sF2 = KF x Ft x YFS2 x Yb x Ye / (b2 x m) <= [s]F2 в зубьях шестерни: sF1 = sF2 x YFS1 / YFS2 <= [s]F1 Значения коэффициента YFS, учитывающего форму зуба и концентрацию напряжений, определяется в зависимости от приведённого числа зубьев zv и коэффициента смещения. Приведённые числа зубьев: zv1 = z1 / cos3(b) = 134 / cos3(8,395o) = 138,401 zv2 = z2 / cos3(b) = 420 / cos3(8,395o) = 433,795 По табл. 2.10[2]: YFS1 = 3,59 YFS2 = 3,59 Значение коэффициента Yb, учитывающего угол наклона зуба, вычисляют по формуле: Yb = 1 - b / 100 = 1 - 8,395 / 100 = 0,916 Для косозубой передачи значение коэффициента, учитывающего перекрытие зубьев Ye = 0,65. Тогда: sF2 = 1,841 x 1811,021 x 3,59 x 0,916 x 0,65 / (90,0 x 1,0) = 79,206 МПа <= [s]F2 = 110,118 МПа. sF1 = 79,206 x 3,59 / 3,59 = 79,206 МПа <= [s]F1 = 158,294 МПа. РАСЧЕТ 3-Й ЗУБЧАТОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками (см. табл. 2.1-2.3[1]): - для шестерни : сталь : 45 термическая обработка : улучшение твердость : HB 230 - для колеса : сталь : 45 термическая обработка : улучшение твердость : HB 210 Допустимые контактные напряжения (стр. 13[2]) , будут: [s]H = sH lim x ZN x ZR x Zv / SH , По таблицам 2.1 и 2.2 гл. 2[2] имеем для сталей с твердостью поверхностей зубьев менее HB 350 : sH lim b = 2 x HB + 70 . sH lim(шестерня) = 2 x 230,0 + 70 = 530,0 МПа; sH lim(колесо) = 2 x 210,0 + 70 = 490,0 МПа; SH - коэффициент безопасности SH = 2,2; ZN - коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса. ZN = (NHG / NHE)1/6, где NHG - число циклов, соответствующее перелому кривой усталости, определяется по средней твёрдости поверхности зубьев: NHG = 30 x HBср2.4 <= 12 x 107 NHG(шест.) = 30 x 230,02.4 = 13972305,126 NHG(кол.) = 30 x 210,02.4 = 11231753,462 NHE = mH x Nк - эквивалентное число циклов. Nк = 60 x n x c x tS Здесь : - n - частота вращения, об./мин.; nшест. = 159,168 об./мин.; nкол. = 71,057 об./мин. - c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении; tS = 365 x Lг x C x tc - пордолжительность работы передачи в расчётный срок службы, ч. - Lг=5,0 г. - срок службы передачи; - С=2 - количество смен; - tc=8,0 ч. - продолжительность смены. tS = 365 x 5,0 x 2 x 8,0 = 29200,0 ч. mH = 0,18 - коэффициент эквивалентности по табл. 2.4[2] для среднего номинального режима нагрузки (работа большую часть времени со средними нагрузками).Тогда: Nк(шест.) = 60 x 159,168 x 1 x 29200,0 = 278862336,0 Nк(кол.) = 60 x 71,057 x 1 x 29200,0 = 124491864,0 NHE(шест.) = 0,18 x 278862336,0 = 50195220,48 NHE(кол.) = 0,18 x 124491864,0 = 22408535,52 В итоге получаем: ZN(шест.) = (13972305,126 / 50195220,48)1/6 = 0,808 Так как ZN(шест.)<1.0 , то принимаем ZN(шест.) = 1,0 ZN(кол.) = (11231753,462 / 22408535,52)1/6 = 0,891 Так как ZN(кол.)<1.0 , то принимаем ZN(кол.) = 1,0 ZR = 0,9 - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости сопряжённых поверхностей зубьев. Zv - коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости: Zv = 1...1.15 Предварительное значение межосевого расстояния: aw' = K x (U + 1) x (Tшест. / U)1/3 где К - коэффициент поверхностной твёрдости зубьев, для данных сталей К=10, тогда: aw' = 10 x (2,24 + 1) x (372,93 / 2,24)1/3 = 178,24 мм. Окружная скорость Vпредв. : Vпредв. = 2 x p x aw' x nшест. / (6 x 104 x (U + 1)) = 2 x 3.142 x 178,24 x 159,168 / (6 x 104 x (2,24 + 1)) = 0,917 м/с По найденной скорости получим Zv: Zv = 0.85 x V0.1 = 0.85 x 0,9170.1 = 0,843 Допустимые контактные напряжения: для шестерни [s]H1 = 530,0 x 1,0 x 0,9 x 1,0 / 2,2 = 216,818 МПа; для колеса [s]H2 = 490,0 x 1,0 x 0,9 x 1,0 / 2,2 = 200,455 МПа; Для прямозубых колес за расчетное напряжение принимается минимальное допустимое контактное напряжение шестерни или колеса. Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение будет: [s]H = [s]H2 = 200,455 МПа. Требуемое условие выполнено : [s]H = 200,455МПа < 1.25 x [s]H2 = 1.25 x 200,455 = 250,568 Допустимые напряжения изгиба (стр. 15[2]) , будут: [s]F = sF lim x YN x YR x YA / SF , По таблицам 2.1 и 2.2 гл. 2[2] имеем sF lim(шестерня) = 414,0 МПа; sF lim(колесо) = 378,0 МПа; SF - коэффициент безопасности SF = 1,7; YN - коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса. YN = (NFG / NFE)1/6, где NFG - число циклов, соответствующее перелому кривой усталости: NFG = 4 x 106 NFE = mF x Nк - эквивалентное число циклов. Nк = 60 x n x c x tS Здесь : - n - частота вращения, об./мин.; nшест. = 159,168 об./мин.; nкол. = 71,057 об./мин. - c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении; tS = 365 x Lг x C x tc - пордолжительность работы передачи в расчётный срок службы, ч. - Lг=5,0 г. - срок службы передачи; - С=2 - количество смен; - tc=8,0 ч. - продолжительность смены. tS = 365 x 5,0 x 2 x 8,0 = 29200,0 ч. mF = 0,065 - коэффициент эквивалентности по табл. 2.4[2] для среднего номинального режима нагрузки (работа большую часть времени со средними нагрузками).Тогда: Nк(шест.) = 60 x 159,168 x 1 x 29200,0 = 278862336,0 Nк(кол.) = 60 x 71,057 x 1 x 29200,0 = 124491864,0 NFE(шест.) = 0,065 x 278862336,0 = 18126051,84 NFE(кол.) = 0,065 x 124491864,0 = 8091971,16 В итоге получаем: YN(шест.) = (4 x 106 / 18126051,84)1/6 = 0,777 Так как YN(шест.)<1.0 , то принимаем YN(шест.) = 1,0 YN(кол.) = (4 x 106 / 8091971,16)1/6 = 0,889 Так как YN(кол.)<1.0 , то принимаем YN(кол.) = 1,0 YR = 1,0 - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости, переходной поверхности между зубьями. YA - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (реверса). При реверсивной нагрузке для материала шестерни YA1 = 0,65. Для материала шестерни YA2 = 0,65 (стр. 16[2]). Допустимые напряжения изгиба: для шестерни [s]F1 = 414,0 x 1,0 x 1,0 x 0,65 / 1,7 = 158,294 МПа; для колеса [s]F2 = 378,0 x 1,0 x 1,0 x 0,65 / 1,7 = 144,529 МПа; По таблице 2.5[2] выбираем 9-ю степень точности. Уточняем предварительно найденное значение межосевого расстояния по формуле (стр. 18[2]): aw = K x a x (U + 1) x (KH x Tшест. / (yba x U x [s]2H))1/3 , где Кa = 450 - для прямозубой передачи, для несимметрично расположенной цилиндрической передачи выбираем yba = 0,315; KH - коэффициент нагрузки в расчётах на контактную прочность: KH = KHv x KHb x KHa где KHv = 1,06 - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения (выбирается по табл. 2.6[2]); KHb - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, обусловливаемую погрешностями изготовления (погрешностями направления зуба) и упругими деформациями валов, подшипников. Коэффициент KHb определяют по формуле: KHb = 1 + (KHbo - 1) x KHw Зубья зубчатых колёс могут прирабатываться: в результате повышенного местного изнашивания распределение нагрузки становиться более равномерным. Для определения коэффициента неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы KHbo предварительно вычисляем ориентировочное значение коэффициента ybd: yba = 0.5 x yba x (U + 1) = 0.5 x 0,315 x (2,24 + 1) = 0,51 По таблице 2.7[2] KHbo = 1,067. KHw = 0,174 - коэффициент, учитывающий приработку зубьев (табл. 2.8[2]). Тогда: KHb = 1 + (1,067 - 1) x 0,174 = 1,012 Коэффициент KHa определяют по формуле: KHa = 1 + (KHao - 1) x KHw KHao - коэффициент распределения нагрузки между зубьями в связи с погрешностями изготовления (погрешность шага зацепления и направления зуба) определяют в зависимости от степени точности по нормам плавности для прямозубой передачи: KHao = 1 + 0.06 x (nст - 5) = 1 + 0.06 x (9,0 - 5) = 1,24 KHa = 1 + (1,24 - 1) x 0,174 = 1,042 В итоге: KH = 1,06 x 1,012 x 1,042 = 1,117 Тогда: aw = 450,0 x (2,24 + 1) x (1,117 x 372,93 / (0,315 x 2,24 x 200,4552))1/3 = 357,111 мм. Принимаем ближайшее значение aw по стандартному ряду: aw = 360,0 мм. Предварительные основные размеры колеса: Делительный диаметр: d2 = 2 x aw x U / (U + 1) = 2 x 360,0 x 2,24 / (2,24 + 1) = 497,778 мм. Ширина: b2 = yba x aw = 0,315 x 360,0 = 113,4 мм. Ширину колеса после вычисления округляем в ближайшую сторону до стандартного числа (см. табл. 24.1[2]): b2 = 110,0 мм. Максимально допустимый модуль mmax, мм, определяют из условия неподрезания зубьев у основания: mmax = 2 x aw / (17 x (U + 1)) = 2 x 360,0 / (17 x (2,24 + 1)) = 13,072 мм. Минимально допустимый модуль mmin, мм, определяют из условия прочности: mmin = (Km x KF x Tшест. x (U + 1)) / (aw x b2 x [s]F) где Km = 3.4 x 103 - для прямозубых передач; [s]F - наименьшее из значений [s]F1 и [s]F2. Коэффициент нагрузки при расчёте по напряжениям изгиба: KF = KFv x KFb x KFa Здесь коэффициент KFv = 1,018 - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения, связанную прежде всего с ошибками шагов зацепления шестерни и колеса. Находится по табл. 2.9[2] в зависимости от степени точности по нормам плавности, окружной скорости и твёрдости рабочих поверхностей. KFb - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца, оценивают по формуле: KFb = 0.18 + 0.82 x KHbo = 0.18 + 0.82 x 1,067 = 1,055 KFa = KFbo = 1,24 - коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями. Тогда: KF = 1,018 x 1,055 x 1,24 = 1,331 mmin = (3.4 x 103 x 1,331 x 372,93 x (2,24 + 1)) / (360,0 x 110,0 x 144,529) = 0,955 мм. Из полученного диапазона (mmin...mmax) модулей принимаем значение m, согласуя его со стандартным: m = 3,0. Для прямозубой передачи предварительно принимаем угол наклона зубьев: b = 0o. Суммарное число зубьев: ZS = 2 x aw x cos(b) / m = 2 x 360,0 x cos(0,0o) / 3,0 = 240,0 Полученное значение ZS округляем в меньшую сторону до целого числа ZS = 240. После этого определяется действительное значение угла bo наклона зубьев: b = arccos(ZS x m / (2 x aw)) = arccos(240,0 x 3,0 / (2 x 360,0)) = 0,0o Число зубьев шестерни: z1 = ZS / (U + 1) >= z1min = 17 z1 = 240 / ( 2.24 + 1) = 74,074 Принимаем z1 = 75 Коэффициент смещения x1 = 0 при z1 >= 17. Для колеса внешнего зацепления x2 = -x1 = 0,0 Число зубьев колеса внешнего зацепления: z2 = ZS - z1 = 240 - 75 = 165 Фактическое передаточное число: Uф = z2 / z1 = 165 / 75 = 2,2 Фактическое значение передаточного числа отличается на 1,786%, что не более, чем допустимые 4% для двухступенчатого редуктора. Делительное межосевое расстояние: a = 0.5 x m x (z2 + z1) / cos(b) = 0.5 x 3,0 x ( 165 + 75) / cos(0,0o) = 360,0 мм. Коэффициент воспринимаемого смещения: y = -(aw - a) / m = -(360,0 - 360,0) / 3,0 = 0,0 Диаметры колёс: делительные диаметры: d1 = z1 x m / cos(b) = 75 x 3,0 / cos(0,0o) = 225,0 мм. d2 = 2 x aw - d1 = 2 x 360 - 225,0 = 495,0 мм. диаметры da и df окружностей вершин и впадин зубьев колёс внешнего зацепления: da1 = d1 + 2 x (1 + x1 - y) x m = 225,0 + 2 x (1 + 0,0 - 0,0) x 3,0 = 231,0 мм. df1 = d1 - 2 x (1.25 - x1) x m = 225,0 - 2 x (1.25 - 0,0) x 3,0 = 217,5 мм. da2 = d2 + 2 x (1 + x2 - y) x m = 495,0 + 2 x (1 + 0,0 - 0,0) x 3,0 = 501,0 мм. df2 = d2 - 2 x (1.25 - x2) x m = 495,0 - 2 x (1.25 - 0,0) x 3,0 = 487,5 мм. Расчётное значение контактного напряжения: sH = Zs x ((KH x Tшест. x (Uф + 1)3) / (b2 x Uф))1/2 / aw <= [s]H где Zs = 9600 - для прямозубой передачи. Тогда: sH = 9600 x ((1,117 x 372,93 x (2,2 + 1)3) / (110,0 x 2,2))1/2 / 360,0 = 200,286 МПа <= [s]H = 200,455 МПа. Силы в зацеплении: окружная: Ft = 2 x Tшест. / d1 = 2 x 372929,696 / 225,0 = 3314,931 H; радиальная: Fr = Ft x tg(a) / cos(b) = 3314,931 x tg(20o) / cos(0,0o) = 1206,536 H; осевая: Fa = Ft x tg(b) = 3314,931 x tg(0,0o) = 0,0 H. Расчётное напряжение изгиба: в зубьях колеса: sF2 = KF x Ft x YFS2 x Yb x Ye / (b2 x m) <= [s]F2 в зубьях шестерни: sF1 = sF2 x YFS1 / YFS2 <= [s]F1 Значения коэффициента YFS, учитывающего форму зуба и концентрацию напряжений, определяется в зависимости от приведённого числа зубьев zv и коэффициента смещения. Приведённые числа зубьев: zv1 = z1 / cos3(b) = 75 / cos3(0,0o) = 75,0 zv2 = z2 / cos3(b) = 165 / cos3(0,0o) = 165,0 По табл. 2.10[2]: YFS1 = 3,605 YFS2 = 3,59 Значение коэффициента Yb, учитывающего угол наклона зуба, вычисляют по формуле: Yb = 1 - b / 100 = 1 - 0,0 / 100 = 1,0 Для прямозубой передачи для 9-й точности значение коэффициента, учитывающего перекрытие зубьев Ye = 1. Тогда: sF2 = 1,331 x 3314,931 x 3,59 x 1,0 x 1,0 / (110,0 x 3,0) = Страницы: 1, 2 |
|
