тихоходной ступени редуктора
.pdf
СПБГУАП группа 4736 https://new.guap.ru/i03/contacts
где YF1 – коэффициент, учитывающий форму зуба шестерни.
По табл. 3.4 (с. 25, [1]) для несмещенных колес YF1 = 3,9.
Тогда:
|
|
|
3,9 |
392,1 424,8 МПа < [ ]F 484 |
МПа |
F1 |
|
||||
|
3,6 |
|
|
||
|
|
|
|
||
Определение основных параметров зубчатого зацепления
1) Диаметры делительных окружностей:
d1 m z1 2 22 44 мм d2 m z2 2 78 156 мм
Проверка: a w |
d |
1 |
d |
2 |
|
44 156 |
100 |
|
|
|
|||||
|
|
2 |
|
2 |
|||
|
|
|
|
|
|
2) Диаметры окружностей вершин:
мм – равенство выполняется.
dа1
dа 2
d1 2 m 44 2
d2 2 m 156
2
2
48 мм
2 160 мм
3) Диаметры окружностей впадин:
d d
f 1
f 2
d1 2,5 m 44 2,5 2
d2 2,5 m 156 2,5
2
39 мм151 мм
Силы, действующие в зацеплении
1) Окружная сила:
|
2 T |
103 |
2 376,5 |
103 |
|
||
Ft |
2 |
|
|
|
|
4827 |
Н |
|
|
|
|
||||
|
d2 |
156 |
|
|
|
||
СПБГУАП группа 4736 https://new.guap.ru/i03/contacts
2) Радиальная сила:
F F |
tg F |
tg20 |
|
4827 tg20 |
|
1757 |
|
|
|
|
|
|
|
||
r |
t |
t |
|
|
|
|
|
Н
2.2 Расчет быстроходной ступени редуктора
Выбор термической обработки заготовок Для уменьшения сортамента материала, применяемого при
изготовлении редуктора, для изготовления зубчатых колес быстроходной ступени редуктора применяем ту же сталь, что и тихоходной ступени редуктора, а именно сталь 12ХН3А с цементацией после улучшения и закалки.
Определение механических свойств материалов зубчатых колес и допускаемых напряжений
1) Средние значения твердостей зубьев:
HB |
серд |
350 |
|
||
|
|
|
|||
HRC |
пов |
59,5 |
(см. выше) |
||
|
|
||||
2) Предельные характеристики материалов:
В = 1000 МПа, Т = 800 МПа (см. табл. 2.2, [1]).
3) Допускаемые напряжения для расчета передачи на контактную выносливость:
|
|
|
|
6 |
N |
|||
|
|
|||||||
|
Н |
|
|
|
О Н |
|
N |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
ОН |
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
О Н |
|
|
S |
|
|
||
|
|
|
|
|
|
|
||
|
|
|
|
|
|
Н |
|
|
НО |
|
|
|
|
Н max |
НЕ |
|
(см. табл. 2.5, [1]).
В этих формулах:
ОН – длительный предел контактной выносливости
СПБГУАП группа 4736 https://new.guap.ru/i03/contacts
ОН 23 HRC |
пов |
1368,5 |
МПа (см. табл. 2.6, [1]); |
|
SН – коэффициент безопасности, SН = 1,2 (см. табл. 2.6, [1]).
Тогда:
О Н 1368,5 1140 МПа. 1,2
NНО – число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости; NНО = 200 106 (рис. 2.1, [1]);
NНЕ – эквивалентное число циклов перемены напряжений для расчета на контактную выносливость:
N |
НЕ |
К |
НЕ |
N |
|
|
|
|
КНЕ – коэффициент приведение; при тяжелом режиме работы КНЕ = 0,5
(табл. 2.4, [1]);
N – суммарное число циклов перемены напряжений
N |
|
60 t |
|
n |
i |
|
|
|
где ni – частота вращения i-го зубчатого колеса.
Для шестерни: N 1 = 60 21600 490 = 635 106 циклов Для колеса: N 2 = 60 21600 122,5 = 158,8 106 циклов Таким образом,
NHE1 635 106 0,5 317,5 106 циклов
N |
HE2 |
158,8 106 0,5 79,4 106 циклов |
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Так как NНЕ1 > NНО, то и NНЕ1 = NНО = 200 106, и тогда: |
|||||||||
|
|
0 |
1330 МПа |
|
|||||
|
Н1 |
|
Н |
|
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
1330 6 |
200 106 |
|
|
1551 МПа |
||||
|
|||||||||
|
Н2 |
|
|
|
|
79,4 106 |
|
||
|
|
|
|
|
|
|
|||
СПБГУАП группа 4736 https://new.guap.ru/i03/contacts
В качестве |
Н |
принимаем меньшее из |
Н = 1330 МПа. |
|
|
Н1
и |
Н2 |
,
т.е.
|
40 HRC |
пов |
40 |
59,5 |
2380 |
|
|||||
Н max |
|
|
|
|
|
МПа.
Условие |
Н < Н max |
выполняется. |
||||||||||
4) Допускаемое напряжение для расчета передачи на изгибную |
||||||||||||
выносливость: |
|
|
|
|
|
|
||||||
|
|
|
|
|
|
|
4 10 |
6 |
|
|||
|
|
|
9 |
|
||||||||
|
|
|
|
|||||||||
|
F |
|
|
|
О F |
|
N |
|
Fmax |
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
FЕ |
|
|
|
|
|
|
|
ОF |
|
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
О |
|
F |
|
|
S |
|
|
|
|
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
F |
|
|
|
|
(см. табл. 2.5, [1]).
В этих формулах:
ОF – длительный предел изгибной выносливостиОF 750 МПа (см. табл. 2.6, [1]);
SF – коэффициент безопасности, SF = 1,55 (см. табл. 2.6, [1]).
Тогда:
О F 1750,55 484 МПа.
NFЕ – эквивалентное число циклов перемены напряжений для расчета на изгибную выносливость:
N |
FЕ |
К |
FЕ |
N |
|
|
|
|
КFЕ – коэффициент приведение; при тяжелом режиме работы КFЕ = 0,2
(табл. 2.4, [1]);
Таким образом,
Для шестерни: NFE1 635 106 0,2 127 106 циклов
СПБГУАП группа 4736 https://new.guap.ru/i03/contacts
Для колеса:
N |
|
158,8 10 |
6 |
0,2 31,8 10 |
6 |
FE2 |
|
|
|||
|
|
|
|
|
циклов
Так как NFЕ1 > 4 106 циклов и NFЕ2 > 4 106 циклов, то принимаем
NFЕ1 = NFЕ2 = 4 106 циклов.
Тогда: |
|
F1 F2 484 |
МПа |
Так как F max 1200 МПа (табл. 2.6, выполняется.
Определение коэффициента нагрузки
1) Определяем коэффициент ширины формуле:
[1]), то условие
быстроходной
F <
ступени
F max
по
|
|
|
|
|
10000 |
|
2 |
|
K |
|
T |
|
|
, |
(U 1) |
3 |
|
|
|
||||||
|
|
|
|
|
|
H |
2 |
|||||
|
ba |
|
|
|
|
U |
|
|
|
a3 |
||
|
|
|
|
|
H |
|
|
|
|
|
|
w |
где U – передаточное число быстроходной ступени, U = 4;
аw – межосевое расстояние, полученное при расчете тихоходной ступени, аw = 100 мм;
КН – коэффициент концентрации нагрузки при расчете на контактную выносливость. По рекомендациям на с. 21 ([1]), КН = 1,75;
Т2 – крутящий момент на валу шестерни быстроходной ступени, Т2 = 110
Н м.
Подставляя значения в формулу, получаем:
|
|
|
|
|
10000 |
|
2 |
1,75 110 |
|
|
|
, |
(4 1) |
3 |
|
0,09 |
|||||
ba |
|
|
1330 4 |
|
|
3 |
||||
|
|
|
|
|
|
100 |
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
||||
Принимаем ba = 0,2 (см. рекомендации с. 26, [1]).
Коэффициент нагрузки на изгибную выносливость принимаем по рекомендациям на с. 24 ([1]) КF = 1,8.
Проектирование зубчатой передачи
СПБГУАП группа 4736 https://new.guap.ru/i03/contacts
1)Межосевое расстояние получаем из расчета тихоходной ступени редуктора:
аw = 100 мм.
2)Определение рабочей ширины зубчатых колес.
, |
ba a w 0,2 100 20 |
мм. По ГОСТ 6636– |
Рабочая ширина колеса: b2 |
69 принимаем b2 = 20 мм.
Ширина шестерни: b1 = b2 + (2…4) = 20 + 2 = 22 мм (в соответствии с ГОСТ 6636–69).
3) Определение ориентировочного значения модуля производим по
формуле:
m = (0,01…0,02) аw = 1,0…2,0 мм.
По табл. 3.3 (с. 22, [1]) принимаем m = 2 мм.
4) Суммарное число зубьев:
Z |
|
|
2 а |
w |
|
2 100 |
100 |
|
||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||
|
|
|
m |
|
|
2 |
|
|
|
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
5) |
Число зубьев зубчатых колес: |
|||||||||||||||
шестерни |
, |
|
|
Z |
|
|
100 |
20 , принимаем z1 = 20 |
||||||||
z1 |
|
|
|
|
4 1 |
|||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
U |
1 |
|
|||
колеса |
z2 Z z1 |
= 100 – 20 = 80 |
||||||||||||||
6) |
Определяем фактическое значение передаточного числа: |
|||||||||||||||
U |
z |
2 |
|
80 |
4 |
|
|
|
|
|
||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
z |
1 |
|
20 |
|
|
|
|
|
|
|
|
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Проверка зубьев на выносливость при изгибе
1) Проверка колеса на выносливость при изгибе производится по формуле:
|
|
|
T |
10 |
3 |
K |
|
Y |
|
(U 1) |
|
|
||
|
|
|
|
|
|
[ ] |
|
|||||||
|
2 |
|
|
|
|
F |
|
F2 |
|
|
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
|
F2 |
|
|
b |
|
m a |
|
U |
|
F |
||||
|
|
|
|
2 |
w |
|
|
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
СПБГУАП группа 4736 https://new.guap.ru/i03/contacts
где YF2 – коэффициент, учитывающий форму зуба колеса.
По табл. 3.4 (с. 25, [1]) для несмещенных колес YF2 = 3,6.
Тогда:
|
|
|
110 103 |
1,8 3,6 (4 1) |
222,8 МПа < [ ] |
|
484 |
МПа |
F2 |
|
|
F |
|||||
|
20 |
2 100 4 |
|
|
||||
|
|
|
|
|
||||
2) Напряжение в опасном сечении зуба шестерни:
|
|
|
Y |
|
|
[ ] |
|
|
F1 |
|
|
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
F1 |
|
Y |
|
F2 |
|
F |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
F2 |
|
|
|
|
где YF1 – коэффициент, учитывающий форму зуба шестерни.
По табл. 3.4 (с. 25, [1]) для несмещенных колес YF1 = 3,9.
Тогда:
|
|
|
3,9 |
222,8 |
241,4 |
|
F1 |
3,6 |
|||||
|
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
МПа <
[ ] |
F |
484 |
|
|
МПа
Определение основных параметров зубчатого зацепления
1) Диаметры делительных окружностей:
d1 m z1 2 20 40 мм d2 m z2 2 80 160 мм
Проверка: a w |
d |
1 |
d |
2 |
|
40 160 |
100 |
|
|
|
|||||
|
|
2 |
|
2 |
|||
|
|
|
|
|
|
2) Диаметры окружностей вершин:
dа1 d1 2 m 40 2 2 44 мм
dа 2 d2 2 m 160 2 2 164 мм
мм – равенство выполняется.
3) Диаметры окружностей впадин:
СПБГУАП группа 4736 https://new.guap.ru/i03/contacts
df 1 |
d1 |
2,5 m 40 2,5 2 35 мм |
df 2 |
d2 |
2,5 m 160 2,5 2 155 мм |
Силы, действующие в зацеплении
1) Окружная сила:
|
2 T |
10 |
3 |
2 110 10 |
3 |
|
F |
|
1375 |
||||
2 |
|
|
||||
t |
d |
|
|
160 |
|
|
|
2 |
|
|
|||
|
|
|
|
|
2) Радиальная сила:
Н
Fr
F |
tg F |
tg20 |
|
1375 tg20 |
|
500,5 |
|
|
|
|
|
||
t |
t |
|
|
|
|
|
Н
СПБГУАП группа 4736 https://new.guap.ru/i03/contacts
3. Проектирование ременной передачи
Ременная передача – это вид механической передачи, осуществляемой при помощи ремня, натянутого на шкивы. Передача крутящего момента происходит посредством силы трения, возникающей между шкивами и ремнем при его натяжении.
Клиноременная передача – частный случай ременной передачи с ремнем в сечении трапецеидальной формы (клиновых). Благодаря повышенному сцеплению со шкивами, обусловленному эффектом клина, несущая способность клиновых ременных передач выше, чем плоскоременных.
Поэтому в нашем курсовом проекте мы будем использовать передачу с клиновым ремнем.
3.1 Расчет ременной передачи
1) Выбираем сечение ремня.
По графику рис. 11 ([2]) выбираем ремень сечением А с размерами (см.
табл. 1, [2]): Wр = 11 мм, W = 13 мм, Т0 = 8 мм, площадью сечения А = 81 мм2,
масса одного метра длины ремня = 0,105 кг/м, минимальный диаметр ведущего шкива dmin = 90 мм.
2) Определяем диаметры шкивов.
С целью увеличения рабочего ресурса передачи принимаем d1 > dmin. Из стандартного ряда ближайшее большее значение d1 = 100 мм. Расчетный диаметр ведомого (большего) шкива:
d2 d1 (1 ) U
где – коэффициент скольжения, = 0,01;
U – передаточное число клиноременной передачи, U = 2,89 (см. раздел 1
КП).
СПБГУАП группа 4736 https://new.guap.ru/i03/contacts
Тогда:
d2
100 (1 0,01) 2,89 286,1
мм
Округляем d2 до ближайшего стандартного значения. Тогда: d2 = 280 мм.
Уточняем передаточное число клиноременной передачи:
U |
|
d |
2 |
|
280 |
2,83 |
|
|
|
||||
|
(1 ) |
100 (1 |
||||
d |
1 |
|
0,02) |
|||
|
|
|
|
|
|
|
Отличие от заданного передаточного числа:
U
|
2,83 2,89 |
100 |
|
2,89 |
|||
|
|
% = 2,1% < 5%, что допустимо.
3) Межосевое расстояние ременной передачи:
a |
min |
0,55 (d |
1 |
d |
2 |
) Т |
0 |
0,55 (100 280) 8 217 |
|
|
|
|
|
|
|
||||
a max d1 d2 |
100 280 380 |
мм |
|||||||
Принимаем промежуточное стандартное значение а
4) Определяем расчетную длину ремня:
мм
= 300 мм.
L,расч 2 a |
(d |
p1 |
d |
p2 |
) |
|
(d |
p2 |
d |
p1 |
)2 |
|
|
2 |
|
|
|
|
4 a |
|
|
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
3,14 (100 280) |
|
(280 100) |
2 |
|
2 300 |
|
|
|||
2 |
4 |
300 |
|
||
|
|
|
|||
1223,6
мм
Ближайшее стандартное значение по табл. 1 ([2]): Lр = 1250 мм. 5) Уточняем межосевое расстояние:
a уточн 0,25 Lр w 
(Lp w)2 8 y