- •Введение
- •Допускаемые контактные напряжения при перегрузке [σH]max
- •Допускаемые напряжения по изгибу для шестерни и колеса [σF]1 и [σF]2
- •Подшипники качения для всех валов редуктора
- •Проектирование крышек подшипников
- •Глухая крышка для промежуточного вала
- •Проходная крышка для входного вала
- •Проходная крышка для выходного вала
- •Исходные данные
- •Исходные данные
- •Исходные данные
- •Выбор посадок сопряжённых деталей
- •Сборка редуктора
- •Подбор и проверка муфты
- •Экономическое обоснование конструкции привода
- •Заключение
- •Библиография
-
Допускаемые контактные напряжения при перегрузке [σH]max
[σH]max=2,8·σт ,
где [σH]max – допускаемые контактные напряжения при перегрузке, МПа;
σт – предел текучести материала, МПа, σт =700.
[σH]max=2,8·700=1960 МПа
-
Допускаемые напряжения по изгибу для шестерни и колеса [σF]1 и [σF]2
где [σF] – допускаемое напряжение по изгибу, МПа;
σF0 – базовый предел выносливости рабочих поверхностей зубьев по изгибу, МПа, табл.8.9 [];
kFL – коэффициент долговечности, kFL= 1 т.к. передача работает 6 лет;
kFC – коэффициент, учитывающий реверсивный характер работы передачи, kFC=1;
SF – коэффициент безопасности, SF= 1,65.
σF0 = 1,8·НВ,
σF01 =1,8·280=504 МПа
σF02 =1,8·230=414 МПа
-
Допускаемое напряжение изгиба при перегрузке [σF]max
[σF]max=0,8·σт ,
где [σF]max – допускаемые напряжения по изгибу при перегрузке, МПа.
[σF]max=0,8·700=560 МПа
-
Прямозубая ступень
-
Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса [σH]1 и [σH]2
-
Выбираем материал для изготовления колёс: сталь 40Х
Термообработка: улучшение
Твёрдость рабочих поверхностей зубьев: НВ1 – НВ2=(10…15)
НВ1=280 – для шестерни
НВ2=265 – для колеса
,
σH0 = 2НВ + 70,
σH01 =2·280+70=630 МПа
σH02 =2·265+70=600 МПа
Р асчёт производим по контактным напряжениям [σH]
-
Допускаемые контактные напряжения при перегрузке [σH]max
[σH]max=2,8·σт ,
[σH]max=2,8·700=1960 МПа
-
Допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса [σF]1 и [σF]2
σF0 = 1,8·НВ,
σF01 =1,8·280=504 МПа
σF02 =1,8·265=477 МПа
-
Допускаемое напряжение изгиба при перегрузке [σF]max
[σF]max=0,8·σт ,
[σF]max=0,8·700=560 МПа
-
Расчёт тихоходной зубчатой передачи
-
Исходные данные
-
[σН]max=1960 МПа;
[σH]=559,09 МПа;
[σF]max=560 МПа;
[σF]1=305,45 МПа;
[σF]2=289,09 МПа;
Т1 =244,66 Н·м;
n1=275,57 об/мин;
u=4,1;
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зубьев kFβ=1,12, табл. 8.3 [3];
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого венца kНβ=1,06, табл.8.3 [3];
Коэффициент модуля ψm =3025=25;
Коэффициент ширины шестерни относительно делительного диаметра ψbd=1,5, табл.8.4, [3].
-
Определение делительного диаметра шестерни d1
где d1 – делительный диаметр шестерни, мм.
-
Рабочая ширина bω
bω =ψbd·d1,
где bω – рабочая ширина, мм.
bω =1,5·68,86=103,29 мм
-
Величина модуля m
m = bω/ ψm,
где m – модуль, мм.
m =103,29/25=4,13 мм
По стандарту СЭВ10-76 принимаем m=4 мм
-
Число зубьев шестерни z1
где z1 – число зубьев шестерни.
Принимаем z1 =17
-
Уточнение величины делительного диаметра шестерни и её ширины d1 и bω
d1= m·z1,
d1=4·17=68 мм
bω =ψbd·d1,
bω =1,5·68=102 мм
-
Число зубьев колеса z2
z2= z1·u
где z2 – число зубьев колеса.
z2=17·4,1=69,7
принимаем z2 70
-
Окружная скорость в передаче V
где V – окружная скорость в передаче, м/с.
-
Коэффициент торцового перекрытия εα
где εα – коэффициент торцового перекрытия.
-
Коэффициенты динамической нагрузки kHV и kFV
Коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки, kHV=1,04, рис.8.15 [3];
Коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки, kFV=1,1, рис.8.15 [3].
-
Определение коэффициента ZΣ
где ZΣ – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий.
-
Проверка передачи по рабочим контактным напряжениям σН
где σН – рабочие контактные напряжения, МПа;
ZH – коэффициент,учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев в полюсе зацепления, ZН=1,77;
ZM – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряжённых колёс, МПа, ZM =274.
[σH] - σH 0,04[σH],
559,09 – 509,04=50,05 22,36 – условие не выполняется
Принимаем b = 90
559,09-541,92=17,17<22,36
Условие выполняется.
-
Усилия в зацеплении колёс
-
Окружная сила Ft
-
-
Радиальная сила Fr
Fr = Ft·tgαω
где Fr – радиальная сила, Н;
αω – угол профиля, 200.
Fr =7195,88·0,364=2619,09 Н
-
Вычисление отношений ,
где yF1 – коэффициент формы зуба для шестерни, yF1= 4,3 рис.8.20 [3];
yF2 – коэффициент формы зуба для колеса, yF2=3,74 рис.8.20 [3].
Так как 71,03 < 77,3 , то проверочный расчёт на изгибную выносливость выполняем по шестерне.
-
Проверка передачи по напряжениям изгиба σF1
-
Проверка передачи при перегрузках
-
По контактным напряжениям
-
где Т – крутящий момент на валу, Н·м;
Тmax – момент на валу двигателя при перегрузке, Н·м, Тmax =1,8·Т.
766,39 < 1960 – условие выполняется
-
По напряжениям изгиба
211,78 < 560 – условие выполняется
-
Геометрия передачи
-
Диаметры вершин зубьев шестерни и колеса da1 и da2
-
da1 = d1+2m,
где da1 – диаметр вершин зубьев шестерни, мм.
da1 = 68+2·4=76 мм
d2 = d1·u,
где d2 – делительный диаметр колеса, мм.
d2 = 68·4,1=278,8 мм
da2 = d2+2m,
где da2 – диаметр вершин зубьев колеса, мм.
da2 = 278+2·4=286,8 мм
-
Диаметры окружностей впадин зубьев шестерни и колеса df1 и df2
df1 = d1-2,5m,
где df1 – диаметр окружности впадин зубьев шестерни, мм.
df1 = 68-2,5·4=58 мм
df2 = d2-2,5m,
где df2 – диаметр окружности впадин зубьев колеса, мм.
df2 = 278,8-2,5·4=268,8 мм
-
Диаметры основных окружностей шестерни и колеса db1и db2
db1 = d1·cosαω ,
где db1 – диаметр основной окружности шестерни, мм.
db1 = 68·cos200 =68·0,9397=63,89 мм
db2 = d2·cosαω ,
где db2 – диаметр основной окружности колеса, мм.
db2 = 278,8·cos200 =278,8·0,9397=261,98 мм
-
Межосевое расстояние аω
где аω – межосевое расстояние, мм.
-
Расчёт быстроходной зубчатой передачи
-
Исходные данные
-
[σН]max=1960 МПа;
[σH]=527,27 МПа;
[σF]max=560 МПа;
[σF]1=305,45 МПа;
[σF]2=250,91 МПа;
Т1 =23,88 Н·м;
n1=1455 об/мин;
u=5,28;
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зубьев kFβ=1,4, табл. [3];
-
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого венца kНβ=1,18, табл. [3];
-
Определение коэффициента ширины шестерни относительно межосевого расстояния ψbа.
где =1,2 - коэффициентширины шестерни относительно межосевого расстояния,
-
Определение межосевого расстояния
a=430(5,28+1) =99,82 мм
-
Определение величины нормального модуля mn
mn =(0,010,02) · аω,
где mn – нормальный модуль, мм.
mn =0,015·99,82=1,49 мм
По стандарту СЭВ10-76 принимаем m=1,5 мм
-
Суммарное число зубьев передачи zΣ
zΣ =2· аω·cosβ/ mn ,
где zΣ - суммарное число зубьев передачи;
β – угол наклона зуба, β=100.
zΣ =2·100·0,9848/1,5=131,3
Принимаем zΣ =131
-
Число зубьев шестерни z1
Принимаем z1=21
Проверка на условие z1 17cos3 β,
21 17·0,98483
21 16,23 – условие выполняется
-
Число зубьев колеса z2
z2 = zΣ – z1,
z2=131-21=110
-
Уточнение величины угла наклона зуба β
-
Определение делительного диаметра шестерни d1и колеса d2
d1=mnz1/cos β,
d1=1,5·21/0,9825=32,06 мм
d2=mnz2/cos β,
d2= 1,5·110/0,9825=167,94 мм
-
Уточнение межосевого расстояния аω
-
Уточнение передаточного числа u
u =z2/z1,
u = 110/21=5,23
-
Рабочая ширина зубчатого венца bω
bω =ψba· аω,
bω =0,38·100=38 мм
-
Эквивалентное число зубьев шестерни zυ1 и колеса zυ2
zυ1= z1/cos3β
где zυ1 – эквивалентное число зубьев шестерни.
zυ1= 21/cos3 (10,440)=21/ 0,98253=22,14
zυ2= z2/cos3β
где zυ2 – эквивалентное число зубьев колеса.
zυ2= 110/cos3 (10,440)=110/ 0,98253=115,98
-
Окружная скорость в передаче V
-
Коэффициент торцового перекрытия εα
-
Коэффициенты динамической нагрузки kHV и kFV
Коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки, kHV=1,02, рис.8.15 [3];
Коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки, kFV=1,06,
рис.8.15 [3].
-
Коэффициент осевого перекрытия εβ
где εβ – коэффициент осевого перекрытия.
-
Определение коэффициента ZΣ
-
Определение коэффициента ZH
ZH=1,77·cosβ,
ZH=1,77·cos 10,440=1,77·0,9825=1,74
-
Определение величины удельной расчётной окружной силы ωHt
где ωHt – удельная расчётная окружная сила при расчёте по контактным напряжениям, Н/мм.
-
Проверка передачи по рабочим контактным напряжениям σН
[σH] - σH 0,04[σH],
486,05 – 527,27=41,22 > 21,1
так как условие не выполняется принимаем b-35мм
[σH] - σH 0,04[σH],
506,48 – 527,27=20,79 < 21,1
-
Проверка передачи при перегрузках по контактным напряжениям
716,27 < 1960 – условие выполняется
-
Определение величины удельной расчётной окружной силы ωFt
где ωFt – удельная расчётная окружная сила при расчёте по напряжениям изгиба, Н/мм.
-
Определение коэффициента kε
где kε – вспомогательный коэффициент.
-
Определение коэффициента уε
где уε – коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев.
-
Определение коэффициента уβ
уβ=1- β0/140,
где уβ – коэффициент, учитывающий налон зуба.
уβ=1-10,440/140=0,92
-
Проверка условий
где yF1 – коэффициент формы зуба для шестерни, yF1= 4,08 рис. 8.20 [3];
yF2 – коэффициент формы зуба для колеса, yF2=3,74 рис. 8.20 [3].
Т.к. 7,77 > 0, то условие выполняется и дальнейший расчёт ведётся по шестерне.
95,62 < 305,45 – условие выполняется
-
Проверка передачи по напряжениям изгиба при перегрузке
191,24 < 560 – условие выполняется
-
Геометрия передачи
-
Диаметры вершин зубьев шестерни и колеса da1 и da2
-
da1 = d1+2mn,
da1 = 32,06+2·1,5=35,06 мм
da2 = d2+2mn,
da2 = 167,94+2·1,5=170,94 мм
-
Диаметры окружностей впадин зубьев шестерни и колеса df1 и df2
df1 = d1-2,5mn,
df1 = 32,06-2,5·1,5=28,31 мм
df2 = d2-2,5mn,
df2 = 167,94-2,5·1,5=164,19 мм
-
Усилия в зацеплении колёс
-
Окружная сила Ft
-
-
Осевая сила Fа
Fа=Ft·tgβ,
где Fа – осевая сила, Н.
Fа=1489,71·tg 10,440=282,42 Н
-
Радиальная сила Fr
Fr = Ft·tgαω/cos β,
Fr =1489,71·0,1895/0,9825=551,87 Н
-
Эскизная компоновка редуктора
-
Исходные данные для выполнения первой компоновки редуктора
-
Входная ступень редуктора
-
-
d1= 32,06 мм;
d2=167,94 мм;
da1=35,06 мм;
da2=170,94 мм;
bω1=31 мм;
Ширина зубчатого венца шестерни bω = bω1+4=35 мм;
Межосевое расстояние быстроходной передачи aωБ=100 мм.
-
Выходная ступень редуктора
d1=68 мм;
d2=278,8 мм;
da1=76 мм;
da2=286,8 мм;
bω1= 86 мм;
bω= bω1 +4=90 мм;
Межосевое расстояние быстроходной передачи aωБ= 173,4 мм.
-
Параметры компоновочного чертежа
Компоновочный чертеж выполняется в двух проекциях в масштабе 1:1. Чертить тонкими линиями.
Проводим линии осей валов, изображаем контуры шестерни и колеса быстроходной ступени. Шестерня выполнена за одно целое с валом. На расстоянии 5 мм от колеса быстроходной ступени изображаем контуры шестерни и колеса тихоходной ступени.
где а – наименьший зазор между наружной поверхностью колеса и стенкой корпуса, мм;
da2Т – диаметр вершин зубьев колеса тихоходной ступени, мм, da2Т =286,8;
da1Б – диаметр вершин зубьев шестерни быстроходной ступени, мм, daБ =35,06.
Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса.
Принимаем зазор между торцом шестеренок быстроходной и тихоходной ступеней и внутренней стенкой корпуса l1=1,2·а=1,2·11=13,2 мм.
Принимаем расстояние между внутренней стенкой корпуса и подшипником l=3 мм.
Принимаем расстояние от окружности вершин зубьев колеса тихоходной ступени и дном корпуса b0:
b04·а
b0=4·11=44 мм
принимаем b0= 45 мм
Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники средней серии; габариты подшипников выбираются по диаметру вала в месте посадки подшипника.
с=(0,3…0,5) ·а=0,37.11=4,07 мм