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

Текст из файла (страница 2)

В соответствии с рекомендациями [1] и принимаем сталь 45Х (улучшение) - для шестерни и сталь 40Х (улучшение) - для колеса

Таблица 2 – Значения параметров элементов привода

Определяем допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса:

(29)

где σ_H0 – предел контактной выносливости (таблица 4.2 [2]);

S_н – коэффициент безопасности, S_н=1,1;

К_HL – коэффициент долговечности;

Для шестерни: σ_H01 = 2НВ+70 = 2 260+70=590 МПа (30)

Для колеса: σ_H02 = 2НВ+70 = 2 245 +70=560 МПа (31)

Для прямозубых колес, а также для косозубых с небольшой разностью твердости зубьев шестерни и колеса за рассчетное принимаем меньшее из двух допускаемых напряжений, определяемых для материала шестерни [σ_н]₁ и колеса [σ_н]₂

Коэффициент долговечности учитывает влияние срока службы и режима нагрузки передачи (1≤ К_HL ≤2,6). Прежде чем находить коэффициент долговечности, определим базовое N_HO и эквивалентное N_HE число циклов, соответствующие пределу выносливости для шестерни и колеса.

Базовое число циклов [2, рис.4.1.3]

N_HO1= 1,8 10⁷

N_HO2= 1,6 10⁷

Эквивалентное число циклов

N_HE1= 60 · n₁ · с · L_h · k_HE (32)

N_HE2= 60 · n₂ · с · L_h · k_HE (33)

где L_h - продолжительность работы передачи, часов. При продолжительности работы 24 часа в течении 300 рабочих дней в году (срок службы редуктора 5 лет, коэффициент использования К_сут=0,29):

L_h = 5 300 24 0,29=10440 ч (34)

N₁ – частота вращения шестерни, n₁=2830 мин^-1;

n₂ – частота вращения зубчатого колеса , n₂=695,33 мин^-1;

c – число колёс находящихся в зацеплении с рассчитываемым, c=1;

k_HE - коэффициент, учитывающий изменение нагрузки передачи в соответствии с циклограммой нагружения передачи. Так как циклограмма нагружения в условии задания не дана, то принимаем ее произвольно (рис. 1).

Рисунок 2 – Циклограмма нагружения передачи

Согласно формуле [2, с. 42]

(35)

где q_h - показатель степени кривой усталости при расчете на контактную выносливость, q_h = 6;

T_i - крутящие моменты, которые учитывают при расчете на усталость;

T_max - максимальный из моментов, учитываемых при расчете на усталость;

t _i - соответствующее моментам T_i время работы.

Тогда получим:

k_HE = 1^{0,5 · 6} · 0,2 + 0,75 ^{0,5 · 6} · 0,5 + 0,5 ^{0,5 · 6} · 0,3 = 0,45

N_HE1= 60 · 2830 · 1 · 10440 · 0,45 = 79,8 · 10⁷

N_HE2= 60 · 695,33 · 1 · 10440 · 0,45 = 19,6 · 10⁷

Так как N_HO < N_HE, принимаем К_HL = 1.

Для дальнейшего расчета принимаем меньшее из рассчитанных значений, то есть σ_HР = 509,1 МПа.

Определяем допускаемые напряжения изгиба

( 36)

где σ_Fi - предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба (табл. 4.1.3, [2]):

σ_Fi = 1,75 HB_i (37)

σ_F1 = 1,75 · 260 = 455МПа

σ_F2 = 1,75 · 245 = 429МПа

К_FC - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки. Так как нагрузка односторонняя, К_FC = 1;

0,4 – коэффициент безопасности по напряжениям изгиба;

К_FL - коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы

Расчет К_FL аналогичен расчету К_HL

Базовое число циклов σ_FO = 4 · 10⁶

Эквивалентное число циклов

(38)

(38)

где q_F = 6 при НВ<350

k_FE = 1⁶ · 0,2 + 0,75⁶ · 0,5 + 0,5⁶ · 0,3 = 0,29

N_FE1= 60 · 2830 · 1 · 10440 · 0,29 = 51,4 · 10⁷

N_FE2= 60 · 695,33 · 1 · 10440 · 0,29 = 12,6 · 10⁷

Следовательно, при N_FО < N_FE , К_FL = 1

4. Расчёт тихоходной зубчатой передачи

4.1 Проектный расчёт передачи

Задаёмся коэффициентом нагрузки К=1,1 ( 1< К <1,4), числом витков (заходов) червяка Z₃=1 (рекомендуется выбирать однозаходный червяк при U>20 , в нашем случае передаточное число червячной пары U=40) .

Определяем число зубьев червячного колеса:

Z₄ = U_т Z₃ = 401 = 40 (39)

Z₄ = 40 > Z_min = 28, следовательно в передаче зубья червячного колеса подрезаться не будут, поэтому колесо можно изготавливать без смещения.

По ГОСТ 19672-74 принимаем коэффициент диаметра червяка q=16 с учётом выполнения условия q >0,25 Z₂ (16 > 10);

Определяем межосевое расстояние :

(40)

где T₄ - момент на валу червячного колеса, T₃=758,29 Н м;

E_ПР = 2E₃E₄/(E₃+E₄) (41)

где E₃ - модуль упругости материала червяка, E₃=2,110⁵ МПа (сталь);

E₄ - модуль упругости материала червячного колеса, E₄=0,910⁵ МПа (бронза).

E_ПР = 2 2,1 10⁵ 0,910⁵/ (2,1 10⁵+0,910⁵) = 1,26 10⁵ МПа;

[σ_н] - допускаемые контактные напряжения, [σ_н] = 228,75 МПа;

Округляем по ряду R_a40 (рекомендация к формуле 8.14 [1]) и принимаем а=140 мм.

Определяем модуль зацепления:

(42)

Принимаем m=5мм.

Необходимый коэффициент смещения:

(43)

Определяем делительные диаметры червяка (d₃) и червячного колеса(d₄):

d₃ = q · m = 16 · 5 = 90 мм (44)

d₄ = Z₂ · m = 40 · 5 = 200 мм (45)

Проверяем выбранное значение v_s:

(46)

где γ – угол подъёма винтовой линии зубьев червяка;

v₃– абсолютная скорость червяка.

(47)

(48)

Было принято 2,85 м/с – материал БрАЖ9-4 сохраняем.

4.2 Проверочный расчёт передачи на контактную выносливость

(49)

где K_н – коэффициент расчетной нагрузки

K_H = K_F = K_v · K_β (50)

где K_v – коэффициент динамической нагрузки, K_v = 1,1 (§9.6, [1]);

K_β – коэффициент концентрации нагрузки, K_β = 1 (§9.6, [1])

K_H = K_F = 1,1·1=1,1

2 – угол обхвата червяка венцом колеса, согласно рекомендациям §9.1, [1] 2 = 100, следовательно = 50= 0,8727 рад;

– торцовый коэффициент перекрытия в средней плоскости червячного колеса:

(51)

– коэффициент, учитывающий уменьшение длины контактной линии в связи с тем, что соприкосновение осуществляется не по полной дуге обхвата, =0,75;

=20⁰ – профильный угол.

Условие контактной прочности соблюдается, отклонение ≈18% считаем допустимым, так как при стандартных m и q не всегда можно получить близкие σ_Н и [σ_Н].

4.3 Проверочный расчёт передачи по напряжениям изгиба

(52)

где Y_F- коэффициент формы зуба, зависящий от эквивалентного числа зубьев колеса Z_v:

(53)

Y_F=1,55 (§9.6, [1])

F_t4- окружная сила на червячном колесе:

(54)

(55)

b₄- ширина венца червячного колеса. Для Z₃=1:

(56)

где d_а3 – диаметр вершин витков червяка

(57)

Прочность соблюдается.

4.4 Расчёт геометрических параметров передачи

Уточняем КПД по формуле 9.9 [1]

(58)

где φ – коэффициент трения или угол трения, φ=1°25' (таблица 9.3 [1])

Ранее было принято η=0,76. Отклонение ≈4% считаем допустимым и не производим уточняющего расчета на прочность, так как запасы прочности были достаточно большими.

Расчёт геометрических параметров передачи

Основные параметры для червяка:

число заходов Z₃=1;

модуль m = 5;

коэффициент диаметра червяка q = 16;

делительный диаметр : d₃ = 90 мм;

диаметр вершин: da₃ = 100 мм;

диаметр впадин:

d_f3 = d₃ - 2,4m = 90 - 2,45 = 78 мм; (59)

длина нарезной части:

b₃(11+0,06Z₄)m=(11+0,0640)5 = 67мм (60) (таблица 9.1 [1]).

Учитывая рекомендации к таблице 9.1 принимаем:

b₃= 67 + 25 = 93 мм;

Основные размеры для червячного колеса:

коэффициент смещения χ = 0;

число зубьев Z₄ = 40;

делительный диаметр : d₄ = 200 мм ;

диаметр вершин:

d_a4=(Z₄+2+2χ)m = (40+2+20)5 = 210 мм; (61)

диаметр впадин :

d_f4=( Z₄ - 2,4+2 χ)m = (40-2,4+20)5 = 188 мм; (62)

наибольший диаметр колеса при Z₃ = 1:

d_aм4 = da₄ + m = 210 + 5 = 215 мм; (63)

ширина венца червячного колеса b₄ = 75 мм;

По таблице 9.2 [1] назначаем 8-ю степень точности.

5. Расчёт быстроходной зубчатой передачи

5.1 Проектный расчёт и определение геометрических параметров передачи

Определяем желаемое межосевое расстояние a_ωg:

(64)

где k_a = 43 для косозубых передач;

ψ_ba – коэффициент ширины шестерни относительно межосевого расстояния (табл. 4.2.6, 4.2.7 [2]), ψ_ba = 0,315;

К_Нβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, К_Нβ = f(HB, расположение колес относительно опор, ψ_bd) (рис. 4.2.2а, б)

(65)

К_Нβ = 1,28;

К_а– коэффициент внешней динамической нагрузки (табл. 4.2.9 [2]), К_а=1.

Принимаем по ГОСТ2185-66 а_ω=63 мм.

Ширина венцов:

– зубчатого колеса

b₂ = ψ_ba·a_ω = 0,315 · 63 = 19,85 мм; (66)

Принимаем b₂ = 20мм;

– шестерни b₁ = b₂ +(3÷5) = 23 мм.

Принимая предварительно Z₁'=19 и β'=15°, определяем модуль зацепления:

(67)

Принимаем m_n = 1,25 (по ГОСТ9563-60).

Определяем суммарное число зубьев передачи

( 68)

Принимаем Z_Σ = 97.

Действительный угол наклона зуба

(69)

следовательно (70)

Число зубьев шестерни

(71)

Принимаем Z₁ = 19.

Число зубьев зубчатого колеса

Z₂ = Z_Σ – Z₁ = 97-19 = 78 (72)

Действительное передаточное число

U_д = Z₂/ Z₁ = 78/19 = 4,11 (73)

Отклонение ≈1% считаем допустимым.

6. Расчёт валов

6.1 Проектный расчёт валов

Проектный расчёт тихоходного вала

Расстояние между опорами вала червячного колеса (рис.6.а, табл. на стр. 284 [2]):

L=L_ст + 2X + W (74)

где L_ст — длинна ступицы колеса, которая определяется по формуле

L_ст = b_ω4 + (5÷10)мм = 75 + 10 = 85мм (75)

Х – зазор между червяком и стенками редуктора, Х=15 мм;

W – ширина стенки корпуса в месте установки подшипников, W=80мм;

L = 85 + 2·15 + 80 = 195 мм

Расстояние между муфтой и правым подшипником f = 110 мм.

Диаметр выходного конца вала определяем расчетом на чистое кручение по пониженным допускаемым напряжениям [τ] = 20-30МПа:

(76)

Характеристики

Список файлов курсовой работы