125269 (690388), страница 2
Текст из файла (страница 2)
НР=НР2=618 МПа.
4.2 Определение основных параметров ступени
С целью повышения несущей способности передачи, улучшения плавности зацепления и снижения шума при эксплуатации используем косозубые зубчатые колеса. Межосевое расстояние ат (мм) тихоходной ступени /3. с. 10/
где Uт=Uред=5,0 – передаточное число; ТТ=242,1 Н∙м – крутящий момент на ведомом колесе; НР=800 Мпа – допускаемое контактное напряжение;
Кн =1,4– коэффициент нагрузки; С=8900 – численный коэффициент для косозубых передач /4. с.63/; а – коэффициент ширины колеса. Принимая а =0,25 /3. с.11/ , /4. с.64/, получим
ат≥(2,24+1).( 524,02. 1,4/0,25(8900/618. 2,24)2 )1/3 =160,38 ;
Округляем полученное значение аТ до ближайшего стандартного значения по СТ
С∙ск4ЭВ 229-75 /3. с.12/ и принимаем аТ=160 мм.
Ширина колеса: b2=а∙аТ=0,25∙160=40 мм.
Ширина шестерни: b1= b2+(5…10) мм =46 мм.
Принимаем стандартные по ГОСТ 6636-69 значения /3. с.372/: b1=40 мм и b2=46 мм. Нормальный модуль зацепления mn (мм) для закаленных колес рекомендуется выбирать в диапазоне /4. с.71/.
mn=(0.02…0.035)∙ аТ=0,02∙160=3,2 мм.
Принимаем стандартное по СТ СЭВ 310-76 значение mn=3,0 мм /3. с.13/.
Задавая предварительно угол наклона зубьев =15, найдем числа зубьев шестерни z1, колеса z2, и суммарное число зубьев z= z1+z2.
z=2ат∙Cos/mn=2∙160∙Cos13/5,062,36
z1= z/(uT+1)=62,36/(2,24+1)19,24,
z2=z- z1=62,36-19,24=43,12.
Фактический угол наклона зубьев
=arcos(mn*z/2aT)=arcos(5 ∙62,36/(2∙160))=12,9
основные параметры тихоходной ступени редуктора приведены в табл.2.
4.3 Уточнение параметров закрытой зубчатой передачи
uред=7,9.Отклонение Uред от принятого в п. 3.2 равно нулю, следовательно частоты и моменты на валах остались такими же как в последних расчётах.
Таблица 2
Основные параметры закрытой зубчатой передачи :
Наименование параметра | Расчетная формула | Ступень передачи |
Межосевое расстояние, мм | A=(d1+d2)/2 | 96,03 (Б) (Т)166,6 |
Модуль зацепления нормальный, мм | mn=(0.02…0.035)· а | 3,0 5,0 |
Модуль зацепления торцовый, мм | Mt=mn/Cos | 3,08 5,13 |
Угол наклона зубьев, град | =arcos(z·mn/2a) | 13,03 12,9 |
Шаг зацепления нормальный, мм | Pn=·mn | 9,42 15,71 |
Шаг зацепления торцовый, мм | Pt=·mе | 9,67 16,12 |
Число зубьев суммарное | 2аCos/mn | 62,36 64,95 |
Число зубьев шестерни | z1= z/(1+u) | 19,24 14,28 |
Число зубьев колеса | Z2=z-z1 | 43,12 50,67 |
Передаточное число | U=z2/z1 | 2,24 3,55 |
Диаметр делительный колеса, мм | d2=z2·mt | 132,8 259,94 |
Диаметр делительный шестерни, мм | D1=z1·mt | 59,26 73,26 |
Диаметр впадин колеса, мм | dj2=d2-2,5mn | 125,3 247,44 |
Диаметр впадин шестерни, мм | Dj1=d1-2,5mn | 51,76 60,76 |
Диаметр вершин колеса, мм | Da2=d2+2mn | 138,8 269,94 |
Диаметр вершин шестерни, мм | Da1=d1+2mn | 65,26 83,26 |
Ширина колеса, мм | B2=a·a | 24,01 41,65 |
Ширина шестерни,мм | b1 =b2+(5…10) | 29,01…34,01 46,65…51,6 |
Окружная скорость, м/с | =·n1·d1/60·1000 | 0,52 1,03 |
Степень точности зацепления | ГОСТ 1643-72 | 9-B |
Окружные скорости колес по делительным окружностям:
для ступени
υ=π∙nT∙d2/(60∙1000)=3,14∙75,45∙132,8/(60∙1000)=0,52 м/с;
По величине окружной скорости назначаем для ступени 9-ую степень точности /3. с.14/.
Окружное Ft, радиальное Fr и осевое Fа усилия, действующие в зацеплении ступени
Ft=2∙TT/d2=2∙242,1/267=1,814 кН;
Fr= Ft∙tgα/Cos=1,814∙tg20/Cos15=0,684 кН;
Fа= Ft∙tg=1.814∙tg15= 0,484 кН;
5. Проверочный расчет ступени по напряжениям изгиба
5.1 Определение допустимых напряжений
Эквивалентные числа циклов напряжений изгиба для шестерни NFE1 и колеса NFE2 /6. с.43/:
NFE1=60∙nб∙t0∙F; NFE2=60∙nT∙t0∙F, где F - параметр режима нагрузки по напряжениям изгиба, который для твердости зубьев HRC>40 и тяжелого режима работы равен F=0,2 /2. с.95/;
NFE1=60∙1000∙9928∙0,2=1,19∙108 циклов;
NFE2=60∙200∙9928∙0,2=2,39∙107 циклов.
Коэффициент долговечности при расчете на изгиб для шестерни KFL1 и колеса KFL2 /5. с.114/:
П ринимаем
K
FL1=KFL2=1. KFL1=9√NFO1/NFE1 = 0,7;
KFL2=9√NFO2/NFE2 = 0,82;
Допускаемые напряжения изгиба для шестерни FP1 и колеса FP2 /5. c.114/:
FP1 =0FP1∙ KFL1
FP2 =0FP2∙ KFL2, где
0FP1=240 МПа – допускаемое напряжение изгиба при базовом числе циклов нагружения (табл. 2).
FP1=240∙0,7=168 МПа
FP2=240∙0,82=197 МПа
5.2 Расчет зубьев на выносливость
Действующие напряжения изгиба /7. с.101/:
F =Y∙YF∙KF∙Ft/(b2∙m)
В этой формуле Ft=1814 Н – окружное усилие; b2=40 мм – ширина колеса; mn=3,0 мм – модуль зацепления;
коэффициент наклона зуба Y=1-/140=1-15/140=0.90;
коэффициент формы зуба YF зависит от эквивалентного числа зубьев
Z=Z/Cos3; для Z1=Z1/Cos3=17/Cos31520,0 и
Z 2=Z2/Cos3=90/Cos315100,0
находим /7. с.101/ YF1=4,09 и YF2=3.6; коэффициент нагрузки вычисляется по формуле
KF=KF∙KF∙KF,
где KF - коэффициент неравномерности нагрузки, которой для косозубых передач 9-ой степени точности равен KF=1/7. с.92/; KF - коэффициент концентрации нагрузки, который для схемы передачи №6 /7. с.94/ при твердости зубьев колеса HRC>40 и отношении b1/d1=30/53=0,57; KF= K0F=1,06. KF - коэффициент динамичности, который для 9-ой степени точности при твердости зубьев колеса HRC>40 и окружной скорости =2,72 м/с равен KF=1.03 /3. с.15/; следовательно, KF=1∙1,06∙1,03=1,814.
Окончательно получим:
F1 =0,9∙4,1∙1,092∙1790/(46∙3)=52,1 МПа.
F2 =0,9∙3,6∙1,092∙1790/(40∙3)=52,8 МПа.
Поскольку эти значения меньше допустимых F1=F1=240 МПа (табл. 1), то усталостная прочность зубьев при изгибе обеспечена.
5.3 Расчет зубьев на статическую прочность
Действующие напряжения изгиба при перегрузке Fmax=F∙ γ, где γ=Тпуск/Тном=2,0
– коэффициент кратковременной перегрузки электродвигателя (см. п.3.1.);
F1max = 94∙2=188 МПа,
F2max =95∙2=190МПа.
Поскольку эти значения меньше допускаемых:
F1max =F2max=430 МПа (табл. 1), статическая прочность зубьев при
кратковременных перегрузках обеспечена.
6. Проектирование валов закрытой зубчатой передачи
6.1 Предварительный расчет и конструирование валов
В качестве материалов валов выберем конструкционную сталь 35 по ГОСТ 1050-74 /5. с.74/ со следующими механическими характеристиками:
в=520 МПа; т=280 МПа; τт=170 МПа; -1 =150 МПа;
τ-1 =150 МПа, τ=0.
Диаметры выходных участков тихоходного dТВ и быстроходного dБВ валов посадочный диаметр под колесом определяем из расчета только на кручение /3. с.24/
dТВ =(5…6)3√Тт =34,3 мм,
dБВ =(7…8)3√Тб =28 мм.
Принимаем стандартные по ГОСТ 6636-69 /3. с.372/ значения: dТВ=34 мм, dБВ=28 мм. Длины выходных участков принимаем по ГОСТ 12080-66 /5. с.79/: lБВ1 =51 мм и lБВ2=57 мм, lТВ1=59 мм
Диаметры и длины остальных участков валов выбираем из конструктивных соображений (рис.II).
Подшипники для всех валов редуктора выбираем по величине посадочного диаметра и предварительно назначаем шарикоподшипники радиальные однорядные легкой серии по ГОСТ 8338-75 (рис.12), параметры которых сведены в табл.3 /7, C.530/.
По величине посадочных диаметров (рис.II) выбираем размеры призматических шпонок (рис.13) по ГОСТ 23360-78 /7, с.302/, находим моменты сопротивления сечения валов (рис.12), ослабленных шпоночным пазом /2. с.98/, и основные данные заносим в табл.4.
6.2 Проверочный расчет тихоходного вала
6.2.1 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов
Таблица 3
Основные параметры подшипников качения быстроходного (Б) и тихоходного (Т) валов редуктора:
Индекс вала | Обозначение подшипника | Размеры, мм | Грузоподъемность, кг | |||||
d | D | B | R | C | Co | |||
Б | 206 | 30 | 62 | 16 | 1,5 | 19,5 | 10,0 | |
Т | 208 | 40 | 80 | 18 | 2 | 32 | 17,8 |
Расчетная схема вала представлена на отдельном рисунке(рис 14). Данные размеры l1 = 51 мм, l2= 57 мм в l3 = 59 мм взяты из компоновочной схемы редуктора (рис.11), a
R =d2/2134 мм - из табл.3 (см.п.4.2).
Передаваемый крутящий момент ТТ= 242,1 Н · м найден в п.3.4. а усилия, действующие в зацеплении, определены в п.4.4: