Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 4)

Диаметр окружности вершин шестерни: d_а1=d₁+2(1+x₁-y)m = 18+2(1+0-0)1.0 = 20 мм

Диаметр окружности вершин колеса: d_а2=d₂+2(1+x₂-y)m = 82+2(1+0-0)1.0 = 84 мм

Диаметр окружности впадин шестерни: d_f1=d₁-2(1.25-x₁)m = 18-2(1.25-0)1.0 = 15.5 мм

Диаметр окружности впадин колеса: d_f2=d₂-2(1.25-x₂)m = 82-2(1.25-0)1.0 = 79.5 мм

где x₁=x₂=0 мм –коэффициент смещения у шестерни и колеса;

y = -(а_W –a)/m = -(50-50)/1.0 = 0 мм – коэффициент воспринимаемого смещения;

здесь a = 0.5m(Z₂+Z₁) = 0.5_* 1.0(18+82)=50 мм – делительное межосевое расстояние;

Межосевое расстояние тихоходной ступени

Предварительное значение межосевого расстояния:

а_W ’=К(U + 1) = 10(1.8 + 1) =40.75 мм

где Т_1Т =Т₁η_ЗБU_ФБ = 1.27_* 0.96_* 4.555 = 5.55 Нм – вращающий момент на шестерне;

Т₁ = 1.27 Нм – вращающий момент на шестерне быстроходной ступени (см п. );

U =U_Т = 1.8 – передаточное отношение тихоходной ступени (см п );

U_ФБ =4.555 – фактическое передаточное отношение быстроходной ступени (см п );

Коэффициент К определяем в зависимости от поверхностной твердости Н₁ и Н₂ зубьев

шестерни и колеса:

Н₁ = Н₂ = 269..302 НВ < 350 HB для которых К = 10

Окружную скорость вычисляем по формуле:

V = 2π а_W ’n_1T/6_*10⁴(U + 1) = 2_*3.14_*40.75_* 98.79/6_*10⁴(1.8 + 1) = 0.15 м/с

где n_1Т =n₁U_ФБ = 450/ 4.555 = 98.79 об/мин – вращающий момент на шестерне;

Назначаем нормальную 7-ю степень точности передачи по ГОСТ 1643-81

Уточняем предварительно найденное значение межосевого расстояния:

а_W=К_А(U+1) =450(1.8+1) =42.6 мм

где К_А = 450 МПа^1/3 – для прямозубых колес;

Ψ_ba= 0.25..0.4 – коэффициент ширины. Принимаем из ряда стандартных чисел

Ψ_ba= 0.315 для случая несимметричного расположения колес относительно опор;

К_Н =К_НV К_НβК_Нα =1.04_*1.007_*1.042=1.09 - коэффициент нагрузки;

здесь К_НV =1.04 – коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения.

Принят для 7-й степени точности передачи, окружной скорости V = 0.15 м/с и

твердости рабочих поверхностей Н₁ = Н₂ = 269..302 НВ;

К_Нβ =1+(К_Нβ⁰ -1)К_НW = 1+(1.02 – 1)0.35 = 1.007– коэффициент, учитывающий

неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий.

К_Нβ⁰ =1.02 – коэффициент, определяемый в зависимости от твердости рабочих

поверхностей Н₁ = Н₂ = 269..302 НВ, коэффициента

Ψ_bd=0.5Ψ_ba(U+1)=0.5_*0.315(1.8+1)=0.441

К_НW =0.35 – коэффициент, учитывающий приработку зубьев. Принят в

зависимости от окружной скорости V = 0.15 м/с и твердости рабочих поверхностей

Н₁ = Н₂ = 269..302 НВ;

К_Нα = 1+(К_Нα⁰ -1)К_НW = 1+(1.12 – 1)0.35 = 1.042 – коэффициент;

К_Нα⁰ =1+0.06(n_СТ –5) =1+ 0.06(7 –5) = 1.12 – коэффициент распределения нагрузки

между зубьями, определяемый в зависимости от степени точности передачи (n_СТ =

7) для прямозубой передачи;

Допускаемое контактное напряжение [σ]_Н =σ_НLim Z_NZ_RZ_V/S_Н =641_*1_* 0.9_*1/1.1=524.4 МПа

где σ_НLim= 2НВ_СР+70 = 2_*285.5+70 = 641 МПа - предел контактной выносливости,

определяемый в зависимости от марки стали – 40Х, способа термической обработки

• улучшение и средней твердости НВ_СР=(269+302)/2=285.5 НВ на поверхности

зубьев;

S_Н =1.1 – коэффициент запаса прочности для зубчатых колес с однородной структурой материала (улучшенных);

Z_N =1 - коэффициент долговечности для длительно работающих передач;

Z_R = 0.9..1.0 – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости сопряженных поверхностей зубьев. Так как большие значения соответствуют шлифрванным и полированным поверхностям, то принимаем Z_R = 0.9;

Z_V =1..1.15 – коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости V = 0.33 м/с. Так как меньшие значения соответствуют твердым передачам, работающих при малых окружных скоростях V < 5 м/с принимаем Z_V =1.

Вычесленное значение межосевого расстояния округляем до ближайшего а_W=50 мм по ряду стандартных значений Ra40.

Предварительные основные размеры колеса

Делительный диаметр: d₂ =2a_WU/(U+1) = 2_*50_*1.8/(1.8+1) = 64.3 мм

Ширина: b₂ =Ψ_ba a_W = 0.315_*50 = 15.75 мм

Модуль передачи

Максимально допустимый модуль определяем из условия неподрезания зубьев у основания:

m_max 2a_W/[17(U+1)] = 2_*50/[17(1.8+1)] = 2.1 мм

m_min=K_mK_FT_1T(U+1)/a_Wb₂[σ]_F = 3.4_* 10³_*1.23_* 5.55(1.8+1)/50_*15.75_*191 = 0.43 мм

где K_m = 3.4_* 10³ – коэффициент;

К_F =К_FV К_FβК_Fα =1.08_*1.0164_*1.12=1.23 - коэффициент нагрузки;

здесь К_FV =1.08 – коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения.

Принят для 7-й степени точности передачи, окружной скорости V = 0.15 м/с и

твердости рабочих поверхностей Н₁ = Н₂ = 269..302 НВ;

К_Fβ =0.18+0.82К_Нβ⁰ = 0.18+0.82_*1.02 = 1.0164– коэффициент, учитывающий

неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине

зубчатого венца.

К_Нβ⁰ =1.04 – коэффициент (см выше);

К_Fα = К_Нα⁰ = 1.12 – коэффициент, учитывающий влияние погрешности

изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями;

Допускаемое напряжение изгиба [σ]_F =σ_FLim Y_NY_RY_A/S_F =499.6_*1_* 1_* 0.65/1.7=191 МПа

где σ_НLim= 1.75НВ_СР = 1.75_*285.5 = 499.6 МПа - предел выносливости,

определяемый в зависимости от марки стали – 40Х, способа термической обработки

• улучшение и средней твердости НВ_СР=(269+302)/2=285.5 НВ на поверхности

зубьев;

S_F =1.7 – коэффициент запаса прочности для зубчатых колес с однородной структурой материала (улучшенных);

Y_N =1 - коэффициент долговечности для длительно работающих передач;

Y_R = 1.0 – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между зубьями, соответствует шлифрванным и зубофрезерованным поверхностям с параметром шероховатости R_Z 40 мкм;

Y_A =0.65 – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки, cоответствует реверсивной нагрузке и одинаковом числе циклов в прямом и обратном направлении;

Из диапозона модулей (m_max=2.1 мм..m_min= 0.43 мм) выбераем меньшее значение m = 1.0 мм согласно стандартному ряду модулей.

Суммарное число зубьев

Суммарное число збьев: Z_S=2a_Wcosβ_min/m = 2_*50cos 0⁰/1.0 = 100

где β_min=0⁰ – угол наклона зубьев передачи;

Число зубьев шестерни и колеса

Число зубьев шестерни: Z₁= Z_S/(U+1) =100/(1.8+1)=35.71 Z_1min

Значение Z₁=36 >Z_1min =17 округляем в ближайшую сторону до целого значения.

Число зубьев колеса: Z₂=Z_S –Z₁ =100–36 = 64

Фактическое передаточное число

U_Ф=Z₂/Z₁= 64/36 = 1.8

100% = 100% = 0% < [4%] – фактическое значение передаточного числа не должно отличатся от номинального на 4% для двухступенчатого редуктора

Диаметоры колес быстроходной ступени

Делительный диаметр шестерни: d₁=Z₁m/cosβ = 36_*1.0/cos0⁰ = 36 мм

Делительный диаметр колеса: d₂=2а_W -d₁= 2_* 50 – 36 = 64 мм

Диаметр окружности вершин шестерни: d_а1=d₁+2(1+x₁-y)m = 36+2(1+0-0)1.0 = 38 мм

Диаметр окружности вершин колеса: d_а2=d₂+2(1+x₂-y)m = 64+2(1+0-0)1.0 = 66 мм

Диаметр окружности впадин шестерни: d_f1=d₁-2(1.25-x₁)m = 36-2(1.25-0)1.0 = 33.5 мм

Диаметр окружности впадин колеса: d_f2=d₂-2(1.25-x₂)m = 64-2(1.25-0)1.0 = 61.5 мм

где x₁=x₂=0 мм –коэффициент смещения у шестерни и колеса;

y = -(а_W –a)/m = -(50-50)/1.0 = 0 мм – коэффициент воспринимаемого смещения;

здесь a = 0.5m(Z₂+Z₁) = 0.5_* 1.0(64+36)=50 мм – делительное межосевое расстояние;

3.7.2 Конструктивные элементы редуктора

1. Для соединения шестерни быстроходной ступени редуктора с выходным валом электродвигателя используем шпоночное соединение:

d = 14 мм S = 0.25..0.4 мм L = 25 мм – стандартная длина призматической шпонки

b = 5 мм t₁ = 3.0 мм

h = 5 мм t₂ = 2.3 мм

Шпонка 5 х 5 х 25 ГОСТ 23360-78

При передаче вращающего момента шпоноч­ным соединением применение посадок с зазором недопустимо.Поэтому используя рекомендуемые посадки в системе отверстия по ГОСТ 25347-82

Назначаем следующие посадки:

соединение вала электродвигателя со ступицей шестерниа d14 H7/js6 (поле допуска js6 задано исполнением IM3001 электродвигателя)

Если в соединении имеется зазор, то при вращении вала происходит обкатывание со скольжением поверхностей вала и отверстия колеса, которое приводит к их изнашиванию. Поэтому при передаче момента шпонкой на поса­дочных поверхносятх вала и отверстия следует создавать натяг, гарантирующий нераск­рытие стыка.

Расчет на прочность

Момент передается с вала на ступицу боковыми гранями шпонки. При этом на них действуют напряжения смятия σ_см, а в продольном сечении – напряжения среза τ. Для упрощения расчета допускаем, что шпонка врезана в вал на половину своей высоты. Напряжения σ_см распределены равномерно по всей длине шпонки, а плечо равнодействующей этих напряжений равно ~d/2. Рассматривая равновесие вала или ступицы при этих допущениях, получаем условия прочности в виде:

σ_см =4T10³/(hl_pd)<= [σ_см ]

τ_см =2T10³/(bl_pd)<= [τ_см ]

Мощность электродвигателя P=0.06 кВт

Синхронная частота вращения n=450 мин^-1

Диаметр вала d=14 мм

Шпонка призматическая ГОСТ 23360-78

Длина шпонки L=25 мм

Характеристики

Список файлов курсовой работы