124839 (690177), страница 2

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

Текст из файла (страница 2)

_нlim1 = 2*H_HB+70 = 2*235+70 = 540 МПа;

_нр = 0,45 (387+381) < 1,23 * 346;

346 МПа < 425 МПА;

Определяем допускаемые напряжения изгиба.

_FP1 = _Flim1*Y_N1*Y_A1 / S_F1 = 446*0,53*0,7/1,4 = 118 МПа;

_Flim1 = 1,75*H_HB = 1,75*255 = 446 МПа;

;

_FP2 = _Flim2*Y_N2*Y_A2 / S_F2 = 411*0,66*0,7/1,4 = 136 МПа;

_Flim2 = 1,75*H_HB = 1,75*235 = 411 МПа;

;

Для быстроходной зубчатой передачи.

Шестерня – сталь 40ХНВ260.

_нр1 = 0,9*_нlim1*z_N1/S_н1 = 0,9*590*0,83/1,2 = 367 МПа;

;

N_нlim = 30* H_HB^2,4 = 30*260^2,4 = 18752418;

N_к = 60*n*c*t = 60*665*1*19008 = 758419200;

Колесо – сталь 40ХНВ240.

_нр2 = 0,9*_нlim2*z_N2/S_н2 = 0,9*550*0,88/1,2 = 363 МПа;

;

_нlim1 = 2*H_HB+70 = 2*240+70 = 550 МПа;

_нр = 0,45 (367+363) < 1,23 * 328,5;

328,5 МПа < 404 МПА;

Определяем допускаемые напряжения изгиба.

_FP1 = _Flim1*Y_N1*Y_A1 / S_F1 = 455*0,42*0,8/1,4 = 109 МПа;

_Flim1 = 1,75*H_HB = 1,75*260 = 455 МПа;

;

_FP2 = _Flim2*Y_N2*Y_A2 / S_F2 = 420*0,53*0,8/1,4 = 127 МПа;

_Flim2 = 1,75*H_HB = 1,75*240 = 420 МПа;

;

2. Расчет тихоходной цилиндрической зубчатой передачи

Исходные данные для расчета тихоходной цилиндрической зубчатой передачи:

N – передаваемая мощность, кВт;

N = 2,40 кВт;

n₁ – частота вращения шестерни, мин^-1;

n₁ = 42,6 мин^-1;

n₂⁰ – желаемая частота вращения колеса, мин^-1;

n₂⁰ = 12,5 мин^-1;

n_2д – допустимое отклонение частоты вращения колеса от желаемой, мин^-1;

n_2д = 0,62 мин^-1;

t – число часов работы передачи за расчетный срок службы;

t = 0,33*24*8*300 = 19008 ч.

1. Проектный расчет передачи

Расчитаем момент на шестерне по формуле:

T₁ = 9550*N*к/n₁ = 9550*2,40*1,3/42,6 = 699 Н*м;

где N – передаваемая мощность, кВт;

n₁ – частота вращения шестерни, мин^-1;

к – коэффициент нагрузки передачи, к = к_v * к_ = 1,3;

где к_v – коэффициент динамической нагрузки;

к_ - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца;

Затем вычисляем предполагаемое передаточное число по формуле:

U⁰ = h₁/h⁰₂ = 42,6/12,5 = 3,4

где h₁ – частота вращения шестерни, мин^-1;

h⁰₂ – желаемая частота вращения колеса, мин^-1;

Выбираем предполагаемый коэффициент ширины шестерни относительно ее начального диаметра: _b⁰_d = 0,8;

Расчитываем предполагаемое межосевое растояние по формуле:

г

де T₁ – расчетный момент на шестерне;

U⁰ – предполагаемое передаточное число;

_b⁰_d – предполагаемый коэффициент ширины шестерни относительно ее начального диаметра;

_нр – допускаемое контактное напряжение передачи;

Выбираем желаемое межосевое расстояние.

Далее выбираем допустимое отклонение межосевого расстояния.

Значение a_ выбираем в пределах:

0,01* a_< a_ < 0,1*a_g;

0,01*300 < a_< 0,1*300;

3 < a_< 30;

Следовательно a_ принимаю равным 15мм, т.к. 3<15<30.

Данное значение удовлетворяет выше приведенное условие.

Расчитываем предполагаемый начальный диаметр шестерни по формуле:

d⁰_1 = 2*a_g/(U⁰+1) = 2*300/(3,4+1) = 136мм;

где U⁰ – предполагаемое передаточное число;

a_g – желаемое межосевое растояние.

Вычисляем предполагаемую рабочую ширину:

b⁰_ = _b⁰_d * d⁰_1 = 0,8*136 = 109мм.

где _b⁰_d – предполагаемый коэффициент ширины шестерни относительно ее начального диаметра;

d⁰_1 – предполагаемый начальный диаметр шестерни;

Выбираем рабочую ширину из соотношения

Она равняется 110мм

;

Выбираем число зубъев колеса из условия: z₁>16;

Принимаем z₁=20;

Затем вычислим число зубъев колеса по выражению:

z₂=z₁*U⁰ = 20*3,4 = 68;

где z₁ – число зубъев шестерни;

U⁰ – предполагаемое передаточное число;

Угол наклона линии зуба =0⁰, так как по условию задания передача циклическая, прямозубая.

Расчитываем предполагаемый модуль по формуле:

m⁰ = 2*a_g*cos /(z₁+z₂) = 2*300*cos 0/(20+68) = 6,8мм;

где a_g – желаемое межосевое растояние;

 - угол наклона линии зуба;

z₁ – число зубъев шестерни;

z₂ – число зубъев колеса;

Выбираем значение модуля по выражению m=m⁰ из ряда модулей СТСЭВ310-76.

;

Значение модуля равняется 7мм.

Выбираем коэффициенты смещения шестерни и колеса x₁=0,5; x₂=0,5 из условия, что 17<=z₁<=30 и U⁰<3,5.

1. Проверочный расчет передачи на контактную выносливость

Проверочный расчет передачи на контактную выносливость производится по расчетным контактным напряжениям. Они рассчитываются по формуле:

Необходимо выполнение условия 0,7*_нр <= _н <= _нр.

где z_н – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полосе зацепления, и он равен z_н=2,4;

z_ - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, он равен z_=0,88;

_t – удельная расчетная окружная сила, _t=89Н/мм.

0,7*361,6 <= 357 <= 361,6;

Условие выполняется. Значит передача выдержит нагрузку.

3.3 Проеверочный расчет передачи по напряжениям изгиба

Проверочный расчет передачи по напряжения м изгиба производится по расчетным напряжениям изгиба зубъев шестерни и колеса. Они расчитываются по формулам:

_F1 = Y_FS1*Y_B*Y_*_t/m = 3,45*1*1*89/7 = 44МПа.

где Y_FS1 – коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений шестерни, вычисляется по формуле:

Y_FS1=3,47*13,2/z_v1-27,9*x₁/z_v1+0,092*x₁²=3,45;

Y_B – коэффициент, учитывающий наклон зуба, определяется по формуле:

Y_B = 1-_⁰/120 = 1-0*0/120=1;

Y_ - коэффициент, учитывающий перекрытие зубъев, Y_=1;

_t – удельная расчетная окружная сила.

Для колеса:

_F2 = Y_FS2*Y_B*Y_*_t/m = 3,48*1*1*89/7 = 44МПа.

где Y_FS2 – коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений колеса, вычисляется по формуле:

Y_FS2=3,47*13,2/z_v2-27,9*x₂/z_v2+0,092*x₂²=3,48;

1. Расчет геометрических параметров передачи

Определяем передаточное число:

U = z₂/z₁ = 68/20 = 3,4;

где z₁ – число зубъев шестерни;

z₂ – число зубъев колеса;

Далее вычисляем сумму чисел зубъев по выражению:

z_ = z₁+z₂ = 20+68 = 88;

Определяем частоту вращения колеса по формуле:

h₂ = h₁/4 = 42,6/3,4 = 12,5 мин^-1;

где h₁ – частота вращения шестерни;

U – передаточное число.

Далее вычислим модуль отклонения частоты вращения колеса от желаемой через выражение:

h_2R = |h₂-h₂⁰| = |12,5-12,5| = 0;

где h₂ – частота вращения колеса;

h₂⁰ – желаемая частота вращения колеса;

Необходимо, чтобы выполнилось условие h_2R2_D.

Оно выполняется, т.к. 0<0,62. Следовательно число зубъев шестерни и колеса выбраны правильно.

Затем определим торцовый угол профиля по выражению:

_t = arctg(tg /cos ) = 20⁰;

где  - угол наклона зуба;

- угол наклона линии зуба;

Вычислим угол зацепления по выражению:

inv _t= 2*x_*tg / z_ + inv _t = 0,023;

где x_ - сумма чисел;

z_ - сумма коэффициентов;

Смещение определяем по выражению:

x_ = x₁+x₂=0,5+0,5=1;

где x1 – коэффициент смещения шестерни;

x2 - коэффициент смещения колеса;

Определяем межосевое расстояние a_, a_=314 мм.

Вычисляем модуль отклонения межосевого расстояния от желаемого по выражению:

a_R = |a_ - a_g| = |314-300| = 14 мм.

Необходимо, чтобы выполнялось условие a_R <= a_;

14 <= 15мм – условие выполняется.

Далее расчитываем делительный диаметр шестерни через выражение:

d₁ = m*z₁/cos  = 7*20/cos 0 = 140 мм;

где m – модуль;

z₁ – число зубъев шестерни;

 - угол наклона линии зуба.

Затем определим делительный диаметр колеса по выражению:

d₂ = m*z₂/cos  = 7*68/cos 0 = 476 мм;

где m – модуль;

z₂ – число зубъев колеса;

 - угол наклона линии зуба.

Вычисляем начальный диаметр шестерни, а затем начальный диаметр колеса по выражениям:

d_1 = 2*a_*z₁/z_ = 2*314*20/88 = 143 мм;

d_2 = 2*a_*z₂/z_ = 2*314*68/88 = 447 мм;

Определяем основной диаметр шестерни и колеса по выражениям:

d_b1 = d₁*cos _t = 140*cos 200 = 132 мм;

d_b2 = d₂*cos _t = 140*cos 200 = 132 мм;

где d₁, d₂ – делительный диаметр шестерни и колеса;

_t – торцовый угол профиля;

Далее определяем диаметр вершин зубъев шестерни и диаметр вершин зубъев колеса по выражениям:

d_a1 = d₁+2*m*(h_a^*+x₁) = 140+2*7*(1+0,5) = 161 мм

d_a2 = d₂+2*m*(h_a^*+x₂) = 476+2*7*(1+0,5) = 497 мм

где d₁, d₂ – делительный диаметр шестерни и колеса;

x₁, x₂ – коэффициенты смещения шестерни и колеса;

Затем определяем диаметр впадин зубъев шестерни и колеса по выражениям:

d_f1 = d₁ – 2*m*(h_f^* - x₁) = 140-2*7(1,25-0,5) = 129 мм

d_f2 = d₂ – 2*m*(h_f^* - x₂) = 476-2*7(1,25-0,5) = 465 мм

Находим коэффициент наименьшего смещения шестерни x_min, x_min = -0,2. Должно выполняться условие x_min <= x₁;

-0,2 <= 0,5 – условие выполняется.

Определяем основной угол наклона по выражению:

₆=arcsin(sin *cos ) = 0⁰;

Далее находим основной окружной шаг и осевой шаг по выражениям:

P_6t = *m*cos _t / cos 3,14*7*cos 20/cos 0 = 21 мм;

P_x = *m/ sin 3,14*7/sin 0 = 0 мм;

где m – модуль;

 - угол наклонения зуба;

_t – торцовый угол профиля;

Вычисляем угол профиля зуба шестерни в точке на окружности вершин _a1, _a1 = 35⁰.

Определяем угол профиля зуба колеса в точке на окружности вершин _a2, _a2 = 26⁰.

Затем определяем коэффициент торцового перекрытия и коэффициент осевого перекрытия _ и _, _ = 1,65, _ = 0.

Определим суммарную длину контактных линий по формуле:

l_m=b_*_/cos _t = 181 мм;

Вычисляем коэффициент среднего изменения суммарной длины контактных линий по формуле:

;

Далее расчитаем наименьшую суммарную длину контактных линий по выражению: l_min = l_m*R_ = 181*1 = 181 мм.

Необходимо выполнение условия: l_min => bмм > 110 мм.

Определяем число зубъев шестерни и колеса, охватываемых нормалемером z_n1 и z_n2, z_n1 = 3, z_n2 = 9.

Вычисляем длину общей нормали шестерни и колеса W₁ и W₂,

W₁ = 56мм, W₂ = 185мм.

3.5 Силы зацепления зубчатых колес

В зубчатых передачах действует окружная сила F_t и нормальная сила F_n, также могут действовать и другие силы.

Вычисляем окружную силу по формуле:

F_t = 2000*T₁/d_1 = 200*699/143 = 9776 Н.

где T1 – расчетный вращающий момент на шестерне и оси расчитывается по формуле:

T₁ = 9550*1,3*N/h₁ = 699 Н*м;

Далее вычисляем осевую силу, действующую на вал по формуле:

F_x = F_t*tg  = 9776*tg 0 = 0 Н;

Определяем радиальную силу по выражению:

Fr = Ft*tg _t = 9776*tg 23⁰ = 4106 Н;

4 Расчет промежуточной и быстроходной передачи

Исходные данные для расчета промежуточной передачи:

N = 2,50 кВт

n₁ = 162 мин^-1

n₂⁰ = 42,6 мин^-1

n_2D = 2,13 мин^-1

t = 19008 ч.

Расчитаем моменты на шестерне по формуле:

T₁ = 9550*N*k/n₁ = 9550*2,50*1,3/162 = 191 Н*м;

Все разъяснения по формуле см. в предыдущем параграфе.

Выбираем предполагаемый коэффициент ширины шестерни относительно ее начального диаметра: _bd⁰ = 0,8;

Расчитываем предполагаемое передаточное число по формуле:

U₀ = n₁/n₂⁰ = 162/42,6 = 3,8;

Затем расчитываем предполагаемое межосевое расстояние:

a_⁰ = 227 мм.

Выбираем желаемое расстояние: a_g a_⁰; 230 227мм.

Выбираем допустимое отклонение межосевого расстояния из выражения:

0,01* a_g <  a_ < 0,1* a_g

0,01*230 < 10 < 0,1*230

2,3 < 10 < 23

Следовательно условие выполняется и  a_ равняется 10.

Расчитываем предполагаемый наральный диаметр шестерни по формуле:

;

Расчитаем предполагаемую рабочую ширину по формуле:

b_⁰ = _bd⁰*d_1⁰ = 0,8 * 96 = 77 мм;

Рабочую ширину выбираем из условия: b_ b_⁰; 78 77 мм.

Рабочая ширина составляет 78 мм.

Выбираем число зубъев шестерни из условия z₁>16, z₁=20;

Расчитаем число зубъев колеса по выражению: z₂ z₁*U⁰ 76

Угол наклона линии зуба  = 0.

Расчитаем преполагаемый модуль m⁰, m⁰ = 4,8 мм.

Выбираем значение модуля из выражения m m⁰ , 5 4,8 мм.

Модуль равняется 5 мм.

Выбираем коэффициент смещения шестерни и колеса из условия, что 17 <=z₁<= 20 и U⁰=>3,5; следовательно x₁=0,3; x₂=-0,3.

Далее расчитываем геометрические параметры передачи:

1. Передаточное число U; U = z₂/z₁ = 76/20 = 3,8;

2. Сумма чисел зубъев z_; z_= z₁ + z₂ = 20+76 = 96;

3. Частота вращения колеса h₂=h₁/U = 162/3,8 = 42,6 мин^-1;

4. Модуль отклонения частоты вращения колеса от желаемой h_2R=|h₂ – h₂⁰| = |42,6 – 42,6| = 0;

5. Торцовый угол профиля _t = arctg(tg /cos ) = 20⁰;

6. Сумма коэффициентов смещений x_= x₁+x₂ = 0,3+(-0,3) = 0;

7. Угол зацепления _t = _t = 20⁰; при x_= 0;

8. Межосевое расстояние _ = 240 мм;

9. Модуль отклонения межосевого расстояния от желаемого a_R = |a_ - a_g| = |240-230| = 10 мм;

10. Делительный диаметр шестерни d₁= m*z₁/cos  = 5*20/cos 0⁰ = 100мм;

11. Делительный диаметр колеса d₂ = m*z₂/cos  = 5*76/cos 0⁰ = 380 мм;

12. Начальный диаметр шестерни d_1 = 2*a_*z₁/z_ = 2*240*20/96 = 100 мм;

13. Начальный диаметр колеса d_2 = 2*a_*z₂/z_ = 2*240*76/96 = 380 мм;

14. Основной диаметр шестерни d_b1 = d₁*cos _t = 100*cos 20⁰ = 94 мм;

15. Основной диаметр колеса d_b2 = d₂*cos _t = 380*cos 20⁰ = 357 мм;

16. Диаметр вершин зубъев шестерни d_a1 = d₁+2*m*(h_a^*+x₁) = 100+2*5*(1+0,3) = 113 мм;

17. Диаметр вершин зубъев колеса d_a2 = d₂+2*m*(h_a^*+x₂) = 380+2*5*(1+0,3) = 387 мм;

18. Диаметр впадин зубъев шестерни d_f1 = d₁-2*m*(h_f^*-x₁) = 100-2*5*(1,25-0,3) = 90 мм;

19. Диаметр впадин зубъев колеса d_f2 = d₂-2*m*(h_f^*-x₂) = 380-2*5*(1,25-0,3) = 364 мм;

Коэффициент наименьшего сцепления шестерни x_min = -0,2;

x_min < x₁

-0,2 < 0,3;

Основной угол наклона _t = 0⁰;

Основной окружной шаг P_bt = 15мм;

Осевой шаг P_x = 0мм;

Угол профиля зуба шестерни и зуба колеса в точке по окружности вершин

_a1 = arccos (d_b1/d_a1) = 34⁰;

_a2 = arccos (d_b2/d_a2) = 23⁰;

Коэффициент торцового перекрытия

_ = (z₁*tg_a1+z₂*tg_a2 – z_*tg2_t) / (2*) = 1,7;

Коэффициент осевого перекрытия

_ = b/P_x = 78/0 = 0;

Коэффициент перекрытия

_v = _ + _ = 1,7 + 0 = 1,7;

Средняя суммарная длина контактных линий l_m 133 мм.

Коэффициент среднего изменения суммарной длины контактных линий R_ = 1;

Наименьшая суммарная длина контактных линий

l_min = l_m * R_ = 133мм;

l_min => b

133 > 78;

Число зубъев шестерни и колеса охватываемых нормалемером:

Длина общей нормалишестерни и колеса:

Далее рассчитываем силы в зацеплении зубчатых колес.

Рассчитаем вращающий момент

T₁ = 9550*1,3*N/n₁ = 9550*1,3*2,5/162 = 191 H*м;

Расчетный вращающий момент на колесе

T₂ = T₁*U* = 191-3,8*0,97 = 704 Н*м;

Расчетная окружная сила

F_t = 2000*T₁/d₁ = 2000*191/100 = 3820 H;

Расчетная радиальная сила

F_r = F_t*tg _t = 3820*tg20⁰ = 1375 H;

Расчетная осевая сила

F_x = F_t*tg 3820*tg 0⁰ = 0 H;

Расчетная нормальная сила

F_n = F_t/(cos _t*cos _b) = 4064 H;

Затем провожу проверочный расчет передачи на контактную выносливость и на напряжения изгиба.

Удельная расчетная окружная сила

_t = F_t/6H/м;

Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубъев в полосе зацепления: z_H = 2,5;

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий: z_ = 0,87 для _ = 0;

Расчетные контактные напряжения:

_H = 326 мПа;

0,7*_Hp <= _H <= _Hp; 0,7*346 <= _H <= 346;

242 <= 326 <= 346;

Эквивалентное число зубъев шестерни: z_v1 = z₁/cos³ = 20; Эквивалентное число зубъев колеса: z_v2 = z₂/cos³ = 76;

Коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений шестерни:

Y_FS1 = 3,47*13,2/z_v1–27,9*x₁/z_v1+0,092x₁² = 3,7;

Коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений колеса:

Y_FS2 = 3,47*13,2/z_v2–27,9*x₂/z_v2+0,092x₂² = 3,8;

Коэффициент, учитывающий наклон зуба:

Y_ = 1-_*⁰/120 = 1-0⁰*0⁰/120⁰ = 1;

Коэффициент, учитывающий перекрытие зубъев Y

Расчетные напряжения изгиба зубъев шестерни _F1 = 36 мПа;

0,25*_Fp1 <= _F1 <= _Fp1;

0,25*_Fp1 <= 36 < = _Fp1;

0,25*118 < = 36 < = 118;

29,5 <= 36 < = 118;

Расчетные напряжения изгиба зубъев колеса _F2 = 37 мПа;

0,25*_Fp1 <= _F1 <= _Fp1;

0,25*_Fp1 <= 37 < = _Fp1;

0,25*136 < = 37 < = 136;

34 <= 37 < = 136;

Данная передача будет работать нормально, так как выполняются все данные условия.

4.1 Расчет быстроходной цилиндрической передачи

Исходные данные для расчета быстроходной передачи:

N = 2,60 кВт;

h1 = 665 мин^-1;

h₂⁰ = 162 мин^-1;

h_2D = 8,1 мин^-1;

t = 19008 ч.

Расчитываю момент на шестерне по формуле:

T₁ = 9550*N*k/h₁ = 9550*2,60*1,3/665 = 48 Н*м;

где k – коэффициент нагрузки передачи;

Вычисляем предполагаемое передаточное число по выражению

U⁰ = h₁/h₂⁰ = 665/162 = 4,1;

Выбираем коэффициент ширины шестерни относительно ее начального диаметра _bd⁰, _bd⁰ = 0,8;

Затем расчитываем предполагаемое межосевое расстояние a_⁰ = 154,9 мм;

Выбираем желаемое межосевое расстояние из условия:

0,01* a_g <  a_ < 0,1* a_g

0,01*155 < 5 < 0,1*155

1,55 < 5 < 15,5

Следовательно условие выполняется и  a_ равняется 5мм.

Расчитываем предполагаемый наральный диаметр шестерни по формуле:

;

Расчитаем предполагаемую рабочую ширину по формуле:

b_⁰ = _bd⁰*d_1⁰ = 0,8 * 61 = 49 мм;

Рабочую ширину выбираем из условия: b_ b_⁰; 56 49 мм.

Выбираем число зубъев шестерни из условия z₁>16, z₁=20;

Расчитаем число зубъев колеса по выражению: z₂ z₁*U⁰ 82

Угол наклона линии зуба  = 0.

Расчитаем преполагаемый модуль m⁰, m⁰ = 3,04 мм.

Выбираем значение модуля из выражения m m⁰ , 3 3,04 мм.

Модуль равняется m=5 мм. (по СТСЭВ 310-76)

Выбираем коэффициент смещения шестерни и колеса x₁=0,3; x₂=-0,3.

Далее расчитываем геометрические параметры передачи:

1. Передаточное число U; U = z₂/z₁ = 82/20 = 4,1;

2. Сумма чисел зубъев z_; z_= z₁ + z₂ = 20+82 = 102;

3. Частота вращения колеса h₂=h₁/U = 665/4,1 = 126 мин^-1;

4. Модуль отклонения частоты вращения колеса от желаемой h_2R=|h₂ – h₂⁰| = |162 – 162| = 0;

5. Торцовый угол профиля _t = arctg(tg /cos ) = 20⁰;

6. Сумма коэффициентов смещений x_= x₁+x₂ = 0,3+(-0,3) = 0;

Угол зацепления _t = _t = 20⁰; при x_= 0;

1. Межосевое расстояние _ = 153 мм;

2. Модуль отклонения межосевого расстояния от желаемого a_R = |a_ - a_g| = |153-155| = 2 мм;

3. Делительный диаметр шестерни d₁= m*z₁/cos  = 3*20/cos 0⁰ = 60мм;

4. Делительный диаметр колеса d₂ = m*z₂/cos  = 3*82/cos 0⁰ = 246 мм;

5. Начальный диаметр шестерни d_1 = 2*a_*z₁/z_ = 2*153*20/102 = 60 мм;

6. Начальный диаметр колеса d_2 = 2*a_*z₂/z_ = 2*153*82/102 = 246 мм;

7. Основной диаметр шестерни d_b1 = d₁*cos _t = 60*cos 20⁰ = 56 мм;

8. Основной диаметр колеса d_b2 = d₂*cos _t = 246*cos 20⁰ = 231 мм;

9. Диаметр вершин зубъев шестерни d_a1 = d₁+2*m*(h_a^*+x₁) = 60+2*3*(1+0,3) = 68 мм;

10. Диаметр вершин зубъев колеса d_a2 = d₂+2*m*(h_a^*+x₂) = 246+2*3*(1+0,3) = 250 мм;

11. Диаметр впадин зубъев шестерни d_f1 = d₁-2*m*(h_f^*-x₁) = 60-2*3*(1,25-0,3) = 54 мм;

12. Диаметр впадин зубъев колеса d_f2 = d₂-2*m*(h_f^*-x₂) = 246-2*3*(1,25-(-0,3)) = 237 мм;

19.Коэффициент наименьшего смещения шестерни x_min = -0,2;

x_min < x₁-0,2 < 0,3;

20.Основной угол наклона _t = 0⁰;

21.Основной окружной шаг P_bt = 9мм;

22.Осевой шаг P_x = 0мм;

23.Угол профиля зуба шестерни и зуба колеса в точке по окружности вершин:

_a1 = arccos (d_b1/d_a1) = 34⁰;

_a2 = arccos (d_b2/d_a2) = 22⁰;

24.Коэффициент торцового перекрытия _ = (z₁*tg_a1+z₂*tg_a2 – z_*tg2_t) / (2*) = 1,5;

25.Коэффициент осевого перекрытия _ = 6/P_x = 56/0 = 0;

26.Коэффициент перекрытия _v = _ + _ = 1,5 + 0 = 1,5;

27.Средняя суммарная длина контактных линий l_m 84 мм.

28.Коэффициент среднего изменения суммарной длины контактных линий R_ = 1;

29.Наименьшая суммарная длина контактных линий

l_min = l_m * R_ = 84мм;

l_min => b

84 > 56;

30.Число зубъев шестерни и колеса охватываемых нормалемером:

31.Длина общей нормалишестерни и колеса:

Далее рассчитываем силы в зацеплении зубчатых колес.

Рассчитаем вращающий момент T₁ = 9550*1,3*N/n₁ = 9550*1,3*2,6/665 = 48 H*м;

Расчетный вращающий момент на колесе T₂ = T₁*U* = 48*4,1*0,97 = 191 Н*м;

Расчетная окружная сила F_t = 2000*T₁/d₁ = 2000*48/60 = 1600 H;

Расчетная радиальная сила F_r = F_t*tg _t = 1600*tg20⁰ = 576 H;

Расчетная осевая сила F_x = F_t*tg 0*tg 0⁰ = 0 H;

Расчетная нормальная сила F_n = F_t/(cos _t*cos _b) = 1702 H;

Затем провожу проверочный расчет передачи на контактную выносливость и на напряжения изгиба.

Удельная расчетная окружная сила _t = F_t/6H/м;

Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубъев в полосе зацепления: z_H = 2,5;

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий: z_ = 0,9 для _ = 0;

Расчетные контактные напряжения: _H = 325 мПа;

0,7*_Hp <= _H <= _Hp; 0,7*328,5 <= _H <= 328,5;

328,5 <= 325 <= 328,5;

Эквивалентное число зубъев шестерни: z_v1 = z₁/cos³ = 20; Эквивалентное число зубъев колеса: z_v2 = z₂/cos³ = 82;

Коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений шестерни:

Y_FS1 = 3,47*13,2/z_v1–27,9*x₁/z_v1+0,092x₁² = 3,7;

Коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений колеса:

Y_FS2 = 3,47*13,2/z_v2–27,9*x₂/z_v2+0,092x₂² = 3,8;

Коэффициент, учитывающий наклон зуба:

Y_ = 1-_*⁰/120 = 1-0⁰*0⁰/120⁰ = 1;

Коэффициент, учитывающий перекрытие зубъев Y

Расчетные напряжения изгиба зубъев шестерни _F1 = 34 мПа;

0,25*_Fp1 <= _F1 <= _Fp1;

0,25*_Fp1 <= 34 < = _Fp1;

0,25*109 < = 34 < = 109;

27 <= 34 < = 109;

Расчетные напряжения изгиба зубъев колеса _F2 = 35 мПа;

0,25*_Fp1 <= _F1 <= _Fp1;

0,25*_Fp1 <= 35 < = _Fp1;

0,25*127 < = 35 < = 127;

32 <= 35 < = 127;

Данная передача будет работать нормально, так как выполняются все приведенные выше условия.

5 Расчет валов

Исходные данные для расчета валов:

Тихоходная передача:

T₁ – вращающий момент на шестерне. T₁ = 669 Н*м;

U – передаточное число. U = 3,4.

h₂ – частота вращения колеса, h₂ = 12,5 мин^-1;

F_t – тяговое усилие одной цепи. F_t = 4,50 кН;

t – число часов работы передачи за расчетный срок службы.

t = 19008 ч.

⁰;

Промежуточная передача:

T₁ = 191 Н*м;

U = 3,8;

T = 19008 ч;

h₂ = 42,6 мин^-1;

F_t – 4,50 кН;

⁰;

Быстоходная передача:

T₁ = 48 Н*м;

U = 4,1;

T = 19008 ч;

h₂ = 162 мин^-1;

F_t – 4,50 кН;

⁰.

5.1 Проектный расчет валов

Все валы выполнены из материала: Сталь 45;

_b = 750 мПа; _T = 450 мПа;

На выходном конце вала установлена зубчатая муфта, а на входном конце установлена упругая втулочно – кольцевая муфта.

Допускается 2-ух кратная перегрузка: крутящий момент и радиальная сила действующая на вале:

T₂ = T₁*U*_з.п.*_п.к. = 699*3,4*0,97*0,99 = 2282 Н*м;

F_r = 2*F_t*tg /cos  = 4500*tg 20⁰/cos 0⁰ = 1620 Н;

Радиальная нагрузка от муфты на выходном конце вала, с.263 [1]; F_H = 5975 H;

Определяю средний диаметр вала, ф.15.1 [1]; d = 91 мм;

Устанавливаю размеры вала.

Диаметр в месте посадки колеса d_k = 95 мм;

Диаметр в месте посадки втулки d_b = 90 мм;

Диаметр в месте посадки подшипников d_п = 90-5 = 85 мм;

Диаметр в месте посадки муфты d_м = 85 – 5 = 80 мм;

Расчет был произведен для вала тихоходной передачи.

Расчитываем промежуточный вал.

Допускается 2-ух кратная перегрузка: крутящий момент и радиальная сила, действующая на вал.

T₂ = T₁*U*_з.п.*_п.к. = 191*3,8*0,97*0,99 = 700 Н*м;

F_r = 2*F_t*tg /cos  = 4500*tg 20⁰/cos 0⁰ = 1620 Н;

Определяю средний диаметр вала, ф.15.1 [1]; d = 70 мм;

Устанавливаю размеры вала.

Диаметр в месте посадки колеса d_k = 80 мм;

Диаметр в месте посадки подшипников d_п = 80-5 = 75 мм;

Расчитаем вал быстроходной передачи.

Допускается 2-ух кратная перегрузка: крутящий момент и радиальная сила действующая на вале:

T₂ = T₁*U*_з.п.*_п.к. = 48*4,1*0,97*0,99 = 189 Н*м;

F_r = 2*F_t*tg /cos  = 4500*tg 20⁰/cos 0⁰ = 1620 Н;

Определяю средний диаметр вала; d = 43 мм;

Устанавливаю размеры вала.

Диаметр в месте посадки колеса d_k = 50 мм;

Диаметр в месте посадки подшипников d_п = 50-5 = 45 мм;

Входной вал не расчитывается. Диаметр вала принимаем равным 40мм.

Диаметр посадки подшибников d_п = 40 – 5 = 35 мм.

Диаметр в месте посадки муфты равен диаметру вала электродвигателя 4А112МВ8УЗ, тоесть равен 32мм.

5.2 Проверочный расчет тихоходного вала редуктора

Все расстояния возьмем с чертежа. Они показаны на рис.5.2.1.

c

b

a

Рис.5.2.1.

Расстояние между подшипниками (средними их плоскостями) l = 324 мм.

Расстояние между средними плоскостями зубчатого колеса и подшипников: a = 199мм; b = 125мм.

Расстояние между средними плоскостями подшипника и муфты с = 85мм.

Определим реакции в опорах и строим эпюры изгибающих и крутящих моментов.

F_н

F_t

F_r

A₂

A_B

B_b

B₂

85

125

199

324

M_bк = 124 Н*м

M_2b = 507,9 Н*м

M_2к = 657,5 Н*м

T = 2282 Н*м

Найдем реакции от силы F_p, действующей в вертикальной плоскости.

F_r*125 – A_b*324 = 0;

A_b = F_r*125/324 = 1620*125/324 = 625Н;

A_b * B_b – F_r = 0

B_b = F_r – A_b = 1620 – 625 = 995Н;

Максимальный изгибающий момент в вертикальной плоскости в месте посадки колеса:

M_bk = A_b*0,199 = 625*0,199 = 124 Н*м;

Определяем реакции от сил F_t и F_м действующих в горизонтальной плоскости:

F_м*85+F_t*125 – A₂*324 = 0;

Отсюда выразим A₂

A₂ = (F_м*85+F_t*125)/324 = (5975*85 + 4500*125)/324 = 3304 Н;

F_м – B₂ – F_t + A_r = 0;

B₂ = F_м - F_{t +} A₂ = 5975-4500+3304 = 4779 Н;

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости над опорой B:

M_rb = F_m*85 = 5975*85 = 507875 Н*мм = 507,9 Н*м;

Изгибающий момент в месте посадки колеса:

M_rk = A_r*199 = 3304*199 = 657496 Н*мм = 657,5 Н*м;

Крутящий момент T = T₂ = 2282 Н*м;

Определяем запасы сопротивления усталости в опасных сечениях:

а) Сечение над колесом ослабленное шпоночным пазом;

б) Сечение рядом с подшипником (опора В) ослабленной

Напряжения изгиба:

_nk = M_k/W_nk = M_k/(0,1*d_k³) = 831/(0,1*0,095³) = 9,6 мПа;

_k = T/W_p = T/(0,2*d_k³) = 2282/(0,2*0,095³) = 13,3 мПа;

Пределы выносливости, ф.15.7[1]:

_-1 = 0,4*_b = 0,4*750 = 300 мПа;

Пределы изгиба:

_-1 = 0,2*_b = 0,2*750 = 150 мПа;

Эффективные коэффициенты при концентрации, соответственно при изгибе и кручении, табл.15[1]:

k_k = 1,7, k_k = 1,4;

Фактор шерховатости поверхности рис.15.6[1]; k_F = 1;

Амплитуды соответственно нерешенных составляющих циклов напряжений, ф.15.5[1]:

_ak = _Hk = 9,6 мПа;

_mk = 0;

_ak = _mk = 0,5*_k = 0,5*13,3 = 6,6 мПа;

Коэффициенты, корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости, ф.15.6[1]: _ = 0,1; _ = 0,05;

Запас сопротивления усталости по изгибу, ф.15.4[1]:

;

Запас сопротивления устойчивости по кручению, ф.15.4[1]:

;

Запас сопротивления усталости, ф.15.3[1]:

Для второго сечения определяемого необходимые параметры по соответствующим выше изложенным формулам:

_nk = M_k/W_nk = M_k/(0,1*d_k³) = 507,9/(0,1*0,085³) = 8,3 мПа;

_b = T/W_p = T/(0,2*d_k³) = 2282/(0,2*0,085³) = 18,6 мПа;

_ak = _nb = 8,3 мПа;

_mk = 0;

_ak = _mk = 0,5*_b = 0,5*18,6 = 9,3 мПа;

S_b = 16;

S_ = 14;

S_b = 10,5 > [S] = 1,5;

Второе сечение является более напряженным.

Проверим статическую прочность вала при перегрузках, напряжение удвоим, для второго сечения:

_u = 2*_ub = 2*8,3 = 16,6 мПа;

 = 2*_b = 2*18,6 = 37,2 мПа;

[] = 0,8*_T = 0,8*450 – 360 мПа;

Статические напряжения при нагрузках, ф.15.8[1]:

Условия прочности соблюдаются, диаметры вала можно сохранить.

6 Выбор подшипников качения

Для ранее расчитанных валов назначаем шариковые радиальные подшипники легкой серии, так как все передачи прямозубые.

Тихоходный вал – подшипник №217, d = 85мм, D = 150мм,

B = 28мм, r = 3мм, С = 83200Н, С₀ = 53000Н;

где С – диаметрическая грузоподъемность;

С₀ – статическая грузоподъемность.

Промежуточный вал – подшипник №215, d = 75мм, D = 130мм, B = 25мм, r = 2,5мм, С = 66300Н, С₀ = 41000Н.

Быстроходный вал – подшипник №209, d = 45мм, D = 85мм, B = 19мм, r = 2мм, С = 33200Н, С₀ = 18600Н.

Входной вал – подшипник №207, d = 35мм, D = 72мм, B = 17мм, r = 2мм, С = 25500Н, С₀ = 13700Н.

6.1 Проверочный расчет подшипников тихоходного вала

Определяем реакции опор, где насаживается подшипник №217:

Выполняем расчет подшипника в опоре В, так как она более нагружена.

Эквивалентная динамическая нагрузка, ф.16.23[1].

P_r = (x*V*F_rb+Y*F_a)*k_*k_ = 5369H.

Ресурс подшипника в миллион оборотов, ф.16.21[1].

L = (C/P_r)^p = (83200/5369)³ = 3721 мл.об.

Ресурс в часах, ф.16.22[1].

L_n = 10⁶*L/(60*n₂) = 10⁶*3721/(60*12,5) = 4,96*10⁶ч > 5000ч.

Условие выполняется.

Проверим подшипник на статической грузоподъемности.

Эквивалентная статическая нагрузка, ф.16.29[1].

P₀ = X₀*F_rB+Y₀*F_a = 0,6*4881+0,5*0 = 2929H < C₀ = 53000H.

Условие выполняется, следовательно подшипник выбран правильно.

7 Расчет шпоночных соединений

На всех валах колеса закреплены шпонками. Шпонки призматические изготавливают из стальных прутков – углеродистой или легированной стали с пределом прочности _b не ниже 500 мПа.

[_см] = 80…150 мПа.

На входном валу _см = 4T/(h*l_p*d)<=[_см], где ставится муфта.

_см = 4*37,3/(8*38*32)<= [_см];

_см = 15 мПа<=[_см] = 90 мПа;

 2T/(6*l_p*d)<=[

2*37,3/(10*38*32) = 6 мПа<= [] = 70 мПа.

Принимаем шпонку сечением 10Х8 и длиной равной 40мм.

На выходном вале, где сравнивается муфта:

_см = 4*1757,2/(14*66*80) = 9,5 мПа <= [_см] = 90 мПа;

2*1757б2/(22*66*80) = 3 мПа<= [] = 70 мПа.

Принимаем шпонку сечением 22Х14 и длиной равной 70мм.

На тихоходном валу.

_см = 4*1757,2/(14*86*95) = 6 мПа <= [_см] = 90 мПа;

2*1757б2/(25*68*95) = 1,7 мПа<= [] = 70 мПа.

Принимаем шпонку сечением 25Х14 и длиной равной 90мм.

Шпонки на промежуточном и быстроходном вале расчитаны на ЭВМ.

8 Выбор муфт

Для соединения отдельных узлов и механизмов в единую кинематическую цепь используются муфты, различные типы которых могут также обеспечить компенсацию смещений соединяемых валов, улучшение динамических характеристик привода, ограничение передаваемого момента, включение отдельных частей привода.

Выбор муфты производится в зависимости от диаметра вала и передаваемого крутящего момента

T_расч. = k*T_дл. <= T_табл.;

T_расч. = 1*1757,2 <= T_табл.;

1757,2 <= 16000 Н*м.

Выбираем зубчатую муфту, которая устанавливается на конце тихоходного вала.

d = 80 мм, A = 125 мм, D₁ = 175 мм, D = 230 мм, D₂ = 115 мм,

l = 130 мм, L = 270 мм, B = 50 мм.

Достоинство этой муфты в том, что она имеет высокую нагрузочную способность, технологичность и возможность использования в широком диапазоне условных скоростей и передаваемых моментов.

На конце входного вала, перед редуктором, ставим упругую втулочно-пальцевую муфту.

d = 32, T = 250 Н*м, D = 140 мм, L = 165 мм, l = 80 мм.

T_расч. = 1*37,3 <= T_табл.

37,3 <= 250 Н*м.

Данная муфта позволяет аммортизировать толчки и удары, разгрузить отдельные элементы привода от переодически изменяющихся возмущающих моментов, а также допускает некоторые радиальные и угловые смещения валов.

Условия выше приведенные выполняются, следовательно муфты выбраны правильно.

9 Смазка редуктора

Для смазки редуктора применяется авиационное масло типа МС-20, которое через горловину заливается в нижнюю часть корпуса. Подшипники смазываются так называемым масленным туманом, тоесть за счет разбрызгивания масленных капель.

В данный редуктор заливают около трех литров масла.

За уровнем масла следят при помощи маслоуказателя.

10 Список исполльзованных источников

1. Иванов М.И. «Детали машин», учебник для машиностроительных вузов – 4с. из перераб – М. Высшая школа, 1984 г, 336с.

2. ГОСТ 21354-75. Передачи зубчатые, цилиндрические, эвольвентные.

3. Анурьев В.И. Справочник конструктора машиностроителя. В – 3 – х т. Т 2 – 5-е издание. перераб и доп. – М. Машиностроение, 1980 г, 559с.

Характеристики

Список файлов курсовой работы