124167 (689882), страница 2

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

Текст из файла (страница 2)

диаметр начальной окружности у шестерни [1 ]:

dw1 = 2*aw/(и+1) = 2*135/(3,91 +1) = 54,99 мм;

диаметр начальной окружности у колеса [1 ]:

dw2 = 2*aw*и/(и+1) = 2*135*3,91/(3,91 +1) = 215 мм;

диаметр основной окружности у шестерни [1 ]:

dв1 = т*z1*cos α = 2,5*22*cos 20º = 51,68 мм;

диаметр основной окружности у колеса [1 ]:

dв2 = т*z2*cos α = 2,5*86*cos 20º = 202 мм;

диаметр окружности впадин у шестерни [1 ]:

df1 = d1 – 2*(с+т) = 55 – 2*(0,25+2,5) = 49,5 мм;

диаметр окружности впадин у колеса [1 ]:

df2 = d2 – 2*(с+т) = 215 – 2*(0,25+2,5) = 209,5 мм;

диаметр окружности вершин у шестерни [1 ]:

dа1 = d1 +2*т = 55 + 2*2,5 = 60 мм;

диаметр окружности вершин у колеса [1 ]:

dа2 = d2 +2*т = 215 + 2*2,5 = 220 мм.

Быстроходная косозубая ступень

диаметр делительной окружности у шестерни [1 ]:

d1 = т*z1/соs β = 1,5*16/ соs 29,329º= 27,53 мм;

диаметр делительной окружности у колеса [1 ]:

d2 = т*z2/соs β = 1,5*77/ соs 29,329º= 132,48 мм;

диаметр начальной окружности у шестерни [1 ]:

dw1 = 2*aw/(и+1) = 2*80/(4,81 +1) = 27,54 мм;

диаметр начальной окружности у колеса [1 ]:

dw2 = 2*aw*и/(и+1) = 2*80*4,81/(4,81 +1) = 132,46 мм;

диаметр основной окружности у шестерни [1 ]:

dв1 = т*z1*cos α = 1,5*16*cos 20º = 22,55 мм;

диаметр основной окружности у колеса [1 ]:

dв2 = т*z2*cos α = 1,5*77*cos 20º = 108,53 мм;

диаметр окружности впадин у шестерни [1 ]:

df1 = d1 – 2*(с+т) = 27,53 – 2*(0,25+1,5) = 24,03 мм;

диаметр окружности впадин у колеса [1 ]:

df2 = d2 – 2*(с+т) = 132,48 – 2*(0,25+1,5) = 128,98 мм;

диаметр окружности вершин у шестерни [1 ]:

dа1 = d1 +2*т = 27,53 + 2*1,5 = 30,53 мм;

диаметр окружности вершин у колеса [1 ]:

dа2 = d2 +2*т = 132,48 + 2*1,5 = 135,48 мм.

7. Выбор материала и термообработки зубчатых передач

Практикой эксплуатации и специальными исследованиями установлено, что нагрузка, допускаемая при контактной прочности зубьев, определяется в основном твердостью материала. Высокую твердость в сочетании с другими характеристиками, а следовательно, малые габариты и массу передачи можно получить при изготовлении зубчатых передач из сталей, подвергнутых термообработке.

Для шестерни тихоходной ступени выберем марку стали 45 с твердостью 241….285 НВ и термообработку – улучшение. Для колеса выберем марку стали 45 с твердостью 192…240 НВ и термообработку – улучшение.

Для тихоходной ступени назначим твердость для шестерни 270 НВ и для колеса 230 НВ [3].

Для шестерни быстроходной ступени выберем марку стали 45 с твердостью 241….285 НВ и термообработку – улучшение. Для колеса выберем марку стали 45 с твердостью 192…240 НВ и термообработку – улучшение.

Для быстроходной ступени назначим твердость для шестерни 270 НВ и для колеса 230 НВ [3].

1. Допускаемые контактные напряжения

Допускаемые контактные напряжения рассчитаем по формуле:

[σН]1 + [σН]2

[ σН] =,

2

где [σН]1 – допускаемые контактные напряжения для шестерни тихоходной ступени;

[σН]2 - допускаемые контактные напряжения для колеса тихоходной ступени;

[σН]1 = σНlim1*zN1/sN1;

[σН]2 = σНlim2*zN2/sN2;

Рассчитаем пределы выносливости для шестерни и колеса [3]:

σНlim1 = 2*HB + 70 = 2*270 + 70 = 610 МПа;

σНlim2 = 2*HB + 70 = 2*230 + 70 = 530 МПа;

Коэффициенты долговечности определим по формуле [3]:

zN = √NHG/NHE,

где NHG – базовое число циклов нагружения;

NHE – циклическая долговечность;

По графику определим [3]:

NHG1 = 11*10

NHG2 = 10*10

Циклическую долговечность определим по формуле [3]:

NHE = μН* Nк = μН*60*с*п*LH,

Где с – число зацеплений зуба за один оборот колеса;

п – частота вращения;

LH – длительность работы (ресурс);

μН – коэффициент эквивалентности. Для заданного режима работы 2 определяем, что μН = 0,25;

Получим:

NHE1 = 0,25*60*1*296,4*18000 = 80*10;

NHE2 = 0,25*60*1*75,8*18000 = 20,47*10;

Рассчитаем коэффициент долговечности:

zN1 = √NHG1/NHE1 = 11*10 /80*10 = 0,72;

zN2 = √NHG2/NHE2 = 10*10 /20,47*10 = 0,89;

т.к. найденные числовые значения коэффициентов долговечности не удовлетворяют условию 1 ≤ zN ≤ 2,4 [3]. То для колеса и шестерни принимаем zN = 1.

Значение коэффициента надежности примем равным SH = 1,1.

Допускаемые контактные напряжения на колесе и на шестерне:

[σН]1 = 610*1/1,1 = 554 МПа;

[σН]2 = 530*1/1,1 = 481 МПа;

Допускаемое контактное напряжение:

554 + 481

[ σН] = = 518 МПа.

2

2. Допускаемые изгибные напряжения

Допускаемое изгибное напряжение определим по формуле [3]:

[σF] = σFlim*KFC*KFL/SF,

где σFlim – предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба, МПа;

KFC – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (при односторонней нагрузке KFC=1;

KFL – коэффициент долговечности;

SF – коэффициент безопасности;

Рассчитаем пределы выносливости для шестерни и колеса [3]:

σFlim1 = 1,8*НВ = 1,8*270 = 486 МПа;

σFlim2 = 1,8*НВ = 1,8*230 = 414 МПа;

Принимаем значение коэффициентов безопасности для шестерни и колеса SF = 1,75 [3];

Коэффициент долговечности определим по формуле [3]:

KFL = √NFG/NFE,

где NFG = 4*10 - базовое число циклов;

NFE – эквивалентное число циклов;

Эквивалентное число циклов определим по формуле:

NFE1 = μFE*Nк1 = μFE*60*с*п*LH = 0,14*60*1*296,3*18000 = 44,8*10;

NFE2 = μFE *Nк2 = μFE*60*с*п*LH = 0,14*60*1*75,8*18000 = 11,46*10;

где μFE – коэффициент эквивалентности;

Nк – расчетное значение циклов;

Получим:

KFL1 = √4*10 /44,8*10 = 0,668;

KFL2 = √ 4*10 /11,46*10 = 0,839;

Полученные значения коэффициентов долговечности не удовлетворяют условию 1 ≤ KFL ≤ 2 [3], тогда для колеса и шестерни принимаем KFL=1.

Допускаемые изгибные напряжения равны:

[σF]1 = 486*1*1/1,75 = 278 МПа;

[σF]2 = 414*1*1/1,75 = 237 МПа.

2. Определение расчетного контактного напряжения в полюсе зацепления зубчатой пары для тихоходной ступени

Значение расчетных контактных напряжений одинаковы для шестерни и колеса, поэтому расчет выполняем только для шестерни.

Расчет прочности зубьев по контактным напряжениям для прямозубой передачи внешнего зацепления произведем по формуле [3]:

Т1Тш*kH*ЕПр (и + 1)

σН = 1,18* √ * ≤ [σН],

d1²*вw*sin 2αw и

где Т1Тш – вращающий момент на шестерне тихоходной ступени;

kH – коэффициент нагрузки по контактным напряжениям;

ЕПр = 2*10 МПа – модуль упругости для стали;

d1 = 55 мм – диаметр шестерни;

вw = 50,9 мм – ширина венца шестерни;

αw=20º - угол зацепления;

и = 3,91 – передаточное отношение тихоходной ступени.

Коэффициент нагрузки определяем по формуле:

kH = kHβ* kHV,

где kHβ = 1,02 – коэффициент концентрации нагрузки (при ψвd = в/d= = 0,93) [3];

kHV = 1,03 – динамический коэффициент (при υ= π*d*п/30 =

= π*d*Пб*иозп*и/30 = 1,68 м/с);

Тогда:

kH = 1,02*1,03 = 1,0506;

Получаем расчетное контактное напряжение равно:

64,02*10 ³*1,0506*2*10 (3,91 + 1)

σН = 1,18*√ * = 488 МПа;

55 ²*50,9*sin40º 3,91

Следовательно, условие прочности по контактным напряжениям выполняется, т.к.:

σН = 488 МПа < [σН] = 518 МПа.

2. Определение расчетного изгибного напряжения

Расчет прочности зубьев по изгибным напряжениям произведем по формуле [3]:

σF = УFs*Ft*kF/вw*т,

где УFs – коэффициент формы зуба;

Ft – окружная сила, Н;

kF – коэффициент нагрузки по изгибным напряжениям;

Для шестерни УFs = 4,08 (при z=22 и х=0), для колеса УFs = 3,73 (при z=86 и х=0) [3].

Окружная сила для шестерни Ft = 2,328 кН, для колеса Ft = 2,259 кН.

Рассчитаем коэффициенты нагрузки по изгибным напряжениям для шестерни и колеса [3]:

kF = kFβ* kFV,

где kFβ1 = 1,05 и kFβ2 = 1 – коэффициенты концентрации нагрузки для шестерни и колеса (при ψвd1 = в/d= = 0,93 и ψвd2 = в/d= = 0,24) [3];

kHV = 1,02 – динамический коэффициент (при υ= π*d*п/30 =

= π*d*Пб*иозп*и/30 = 1,68 м/с);

Тогда:

kF1 = 1,05*1,02 = 1,071;

kF2 = 1*1,02 = 1,02;

Получаем расчетные контактные напряжения равны:

σF1 = 4,08*2,328*10 ³*1,071/50,9*2,5 = 80 МПа;

σF2 = 3,73*2,259*10 ³*1,02/50,9*2,5 = 68 МПа;

Следовательно, условие прочности по изгибным напряжениям выполняется, т.к.:

σF1 = 80 МПа < [σF]1 = 278 МПа;

σF2 = 68 МПа < [σF]2 = 237 МПа.

1. Определение размеров валов зубчатых колес и выбор подшипников

Диаметры различных участков валов редуктора определим по формулам [2]:

быстроходный вал

d ≥ (7…8) ³√T1Б = (7…8) ³√6,93 = (13,3…15,25) = 15 мм;

dП ≥ d +2*t,

где t = 2 – высота буртика [2];

Получим:

dП ≥ 15 + 2*2 = 19 мм;

Принимаем dП = 20 мм;

dБП ≥ dп +3*r,

где r = 1,6 – координата фаски подшипника;

Получим:

dБП ≥ 20 + 3*1,6 = 24,8 мм;

диаметр dБП округляем в ближайшую сторону до стандартного значения dБП = 24 мм.

промежуточный вал

dк ≥ (6…7) ³√T1тш = (6…7) ³√64,02 = (24…28) = 25 мм;

dБК ≥ dк +3*f,

где f = 1 – размер фаски [2];

Получим:

dБК ≥ 25 + 3*1 = 28 мм;

dП = dк – 3*r = 25 – 3*1,6 = 20,2 мм;

диаметр dП округляем в ближайшую сторону до стандартного значения

dП = 20 мм;

dБп ≥ dП +3*r = 20 +3*1,6 = 24,8 мм;

диаметр dБП округляем в ближайшую сторону до стандартного значения

dБП = 24 мм.

Тихоходный вал

d ≥ (5…6) ³√T2тк = (5…6) ³√242,82 = (31,5…37,8) = 36 мм;

dП ≥ d +2*t = 36 + 2*2 = 40 мм;

dБп ≥ dП +3*r = 40 + 3*1,6 = 44,8 мм;

диаметр dБП округляем в ближайшую сторону до стандартного значения

dБП = 42 мм;

dк = dБП = 42 мм.

рис.5 Валы редуктора

Для быстроходного вала выбираем роликовые радиальные подшипники с короткими цилиндрическими роликами тип 2000: d = 20 мм, D = 47 мм, В = 14 мм, r = 1,5 мм и грузоподъемность С = 11,9 кН;

Для тихоходного вала выбираем шариковые радиальные однорядные подшипники 208 легкой серии: d = 40 мм, D = 80 мм, В = 18 мм, r = 2 мм и грузоподъемность С = 25,6 кН;

Для промежуточного вала выбираем шариковые радиальные однорядные подшипники 304 легкой серии: d = 20 мм, D = 47 мм, В = 14 мм,

r = 1,5 мм и грузоподъемность С = 10 кН.

11.

Расчет подшипников промежуточного вала на грузоподъемность

Рассмотрим промежуточный вал, а также действующие на него нагрузки:

рис. 6 действующие нагрузки на промежуточный вал

Определим реакции, возникающие в подшипниках от усилий Ft2Б и Ft1т в плоскости ОУZ:

Ra1 = RB1 = ∑ Ft/2 = -2*Ft2б + Ft1т /2 = -2*0,488 + 2,328/2 = 0,676 кН;

Определим реакции, возникающие в подшипниках от усилий Fr2Б и Fr1т в плоскости ОXZ:

Ra2 = RB2 = ∑ Fr/2 = -2*Fr2б + Fr1т /2 = -2*0,204 + 0,847 /2 = 0,2195 кН;

Реакции в подшипниках от усилий:

Ra = RB = √ Ra1 ² + Ra2 ² = √0,676 ² + 0,2195 ² = 0,711 кН.

Определим радиальную нагрузку, действующую на подшипник [3]:

Р = Х*V* Ra*kσ*kт,

Где Х=1 – коэффициент радиальной нагрузки;

V=1 – коэффициент вращения;

Kσ=1,3…1,5 – коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки: умеренные толчки;

Kт=1 – температурный коэффициент.

Получим:

Р = 1*1*0,711*1,4*1 = 0,995 кН;

Определим долговечность работы по формуле [3]:

Характеристики

Список файлов курсовой работы