Детали машин. Методички к курсовому проекту / ПРИМЕР ПОЯСН ЗАПИСКИ

Диаметр вала приводного барабана d = 55 мм .

2.2 Проверочный расчет зубчатых передач редуктора

2.2.1 Проверка выбора механических характеристик материала

Диаметры заготовок шестерен z1 [2, c.5] :

[3, c.3] : xn1 = 2 (1 – 1/ 42) (cos3350 / 16) 1/2 = 0,348 dae1 = 62,5 + 1,64 (1+ 0,348) 3,9063 х

х cos 14,0362430 = 70,88 мм

D = 70,88 + 6 = 76,88 мм [125 мм].

Толщины ободов заготовок колес [2, c.5] :

Y = 1,082 – 0,172 lgm [3, c.14] – опорный коэффициент :

22

–быстроходная ступень Y = 1,082 – 0,172 lg 3,9063 = 0,98;

–тихоходная ступень Y = 1,082 – 0,172 lg 3 1,0;

YR – коэффициент шероховатости переходной поверхности [3, c.14]: при зубофрезеровании и шлифовании YR = 1,0;

YX =1 (d 400 мм) – коэффициент, учитывающий размеры зубчатых колес.

По формуле (2.1) будем иметь :

–Б.ст. FР1,2 = 550 1 0,98 1 1 / 1,7 = 317 МПа;

–Т.ст. FР1,2 = 550 1 1 1 1 / 1,7 = 324 МПа .

2.2.2.3 Допускаемые напряжения при действии максимальной нагрузки

[3, c.15]: – z1: закалка ТВЧ; НРmax = 44HRCЭ = 44 47,5 = 2090 МПа;

– z2: улучшение НРmax = 2,8 Т = 2,8750 = 2100 МПа. Предельные напряжения зубьев при изгибе [3, c.15] :

FSt = FlimbYNmaxKSt ,

где при qF = 6 _YNmax = 4; KSt = 1,3; FSt = 550 4 1,3 = 2860 МПа.

Допускаемые изгибные напряжения при действии максимальной нагрузки [3, c.15]: FРmax = FSt YX / SFSt ,

где SFSt – коэффициент запаса прочности: SFSt = 1,75YZ – при 99%-ной вероятности неразрушения зубьев;

YZ - коэффициент, учитывающий способ получения заготовки :

–z1: заготовка – прокат, YZ1 = 0,9 ;

–z2 – заготовка – поковка, YZ2 = 1,0 .

2.2.3 Коэффициенты расчетной нагрузки KAKVK K

2.2.3.1 Коэффициенты KV [3, c.6] :

KV = 1 + wVbW / (FtKA) ,

где wV – удельная окружная динамическая сила, Н / мм, для передачи [3,c.7, 9]:

где – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головки зубьев [3, c.7, 8] ;

g0 – коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления z1 и z2 [3, c.7].

2.2.3.2 Коэффициенты KН и KН [3, c.7] не изменились (см. таблицу 1.9)

23

Произведение коэффициентов Z = ZEZHZ = 190 2,45 0,77 = 358,4 2.2.4.2 Контактные напряжения цилиндрической передачи

по формуле (2.2)

превышение над HP = 530 МПа на = 100 (543 – 530) / 530 = 2,45% [5%],

что допустимо.

2.2.4.4 Максимальные напряжения при кратковременной перегрузке

где Tmax /T =2,5 – по характеристике двигателя (таблица 1.2). Для конической передачи

H max = 543 (2,5) 1 / 2 = 859 МПа 2090 МПа;

для цилиндрической передачи

H max = 556 (2,5) 1 / 2 = 879 МПа 2090 МПа.

2.2.5 Напряжения изгиба F и Fmax

2.2.5.1 Коническая передача [3,с.9]:

передачи [3,c.10];

F1 = 2700 63,1 1,78 3,6 / (1,022 37 62,5 3,9063) = 118 МПа;

F2 = 118 3,51 / 3,6 = 115 МПа, что меньше FP = 317 МПа – условие изгибной выносливости зубьев выполняется.

2.2.5.2 Цилиндрическая передача [3, c.7] :

где YFS – по формуле (2.6) в зависимости от эквивалентного числа зубьев zv = z / cos3 ( zv1 = 27, zv2 = 106) при x = 0; YFS1 = 3,96; YFS2 = 3,59;

Y =1– 0 / 120 0,7 – коэффициент наклона зубьев [3,c.8] где = bwsin / m = 1,36 – коэффициент осевого перекрытия;

Y = 1 – 1,36 11,777577 / 120 = 0,87 0,7;

25

Y = 1/ = 1 / 1,68 = 0,6 – коэффициент перекрытия зубьев. Критерий расчета на изгиб: FP1 / YFS1= 324 / 3,96 = 81,82;

FP2 / YFS2 = 324 / 3,59 = 90,25 – расчет следует вести по зубу шестерни Z1.

По формуле (2.6) F1= 6310 1,96 3,96 0,87 0,6 / (60 3) = 142 МПа, что

меньше FP=324 МПа – условие изгибной выносливости зубьев выполняется. 2.2.5.3 Максимальные изгибные напряжения при кратковременной

перегрузке [3,c. 8]: Fmax = F (Tmax/ T) FPmax,

где для конической передачи Fmax1= 1182,5 = 295 МПа 1810 МПа; для цилиндрической передачи Fmax1= 1422,5 = 355МПа 1810 МПа. Условие прочности выполняется.

2.2.6 Основные размеры конических зубчатых колес с осевой формой зубьев II [8, c.195], [4, c.14] представлены в таблице 2.2

Таблица 2.2 – Основные размеры конических зубчатых колес

2.2.7 Проверка выполнения конструктивных ограничений передач [3,c.18] 2.2.7.1 По условию прочности и жесткости валов [3,c.18, 19]:

пределах aw [3,c.19] в соответствии с рисунком 2.1. Диаметр болтов крепления крышки и корпуса d' = 1,25 TT1/3 10 мм;

d' = 1,25 9281/3= 12,2 мм. Принимаем d = 12

мм. Диаметр отверстия в крышке под болт [3,c.19]: d0=14 мм. Предварительно принимая на валах радиально – упорные подшипники легкой узкой серии по ГОСТ 27365–87, будем иметь:

S = 0,5(190 – 14) – 0,25(72 + 100) = 45 3...5 мм – условие компоновки в пределах aw выполняется.

2.2.7.3 По условию обеспечения зазора С [3,c.19] в соответствии с рисун-

ком 2.1 : C = aw– 0,5(dae2 + dТ) 3 мм; C = 190 – 0,5(251,07 + 56) = 36,47 3 мм – условие непересечения коническим колесом тихоходного вала

выполняется.

2.3Конструкция зубчатых колес

2.3.1Зубья шестерен обеих ступеней нарезаны на входном и

промежуточном валах.

2.3.2 Конструкции колес показаны на рисунке 2.2, размеры их даны в таблице 2.3 [7, c.62 и 69] или [9, c.44 и 49]

Производство мелкосерийное, dae2 и da2 500 мм, заготовки колес– поковки.

27

Рисунок 2.2 – Конструкции колес Таблица 2.3 – Размеры колес в соответствии с рисунком 2.2

2.4 Конструктивные элементы редуктора

Выпуск привода мелкосерийный, способ получения заготовок корпуса и крышки редуктора – сварка. Материал – сталь ст3 ГОСТ 380–94.

В таблице 2.4 приведены размеры основных элементов редуктора, которые использованы на чертежах, по рекомендациям [7].

2.5 Смазка зацеплений и подшипников

Быстроходная ступень: vmБ = 2,47 м/с; H = 543 МПа, Тихоходная ступень: vТ = 0,89 м/с, H = 556 МПа.

28

Таблица 2.4 – Размеры элементов редуктора

Примечания

DП – диаметр наружного кольца подшипника: предварительно для подшипника

7207А DП = 72 мм.

K1 = 2,1d1 – для винтов с круглой головкой.

При скоростях v = 0,3...12,5 м/с [7,c.172] применяют картерную смазку окунанием зацеплений.

Глубина погружения конического колеса в масло в соответствии с рисун-

29

ком 2.3 tБ = bsin 2 =37sin75,96380 = 36мм. При этом глубина погружения ци–

Фактический объем масла в картере редуктора V = Lвн Ввн hM =

= 495 155 113 = 8,7 106 мм3 или V = 8,7 л Vmin , где Lвн, Ввн – внутрен-

ние длина и ширина корпуса редуктора из его чертежа.

Требуемая кинематическая вязкость масла [7, c.173] при Н до 600 МПа и vТ = 0,89 м/с = 34 мм2/с (при t 0 = 40 0). Рекомендуемая марка масла И-Г-А-32

ГОСТ 20799–88 ( = 29...35 мм2/с).

Смазка подшипников при v 1 м/с (у нас vmБ = 2,47) [7, c.175] разбрызги– ванием.

Выходные концы валов закрыты манжетными уплотнениями –го типа по ГОСТ 8752–79.

Для герметизации плоскость разъема крышки и корпуса перед окончатель ной сборкой должна быть покрыта тонким слоем герметика УТ–34 ГОСТ

24285–80.

2.6 Усилия в передачах

Усилия действующие в передачах показаны на рисунке 2.4.

Если смотреть с вершины конусов О, то вал II имеет левое вращение, вал III – правое, вал IV – левое.

Допустим наклон круговых зубъев z1Б – левый, z2Б – правый, т.е. наклоны совпадают с направлениями вращений. Тогда формулы сил конической передачи будут иметь вид [3, c.21]:

Ft1 = Ft2 = 2000 T1/ dm1

Fr1 = Fa2= Ft ( tg ncos 1 – sin sin 1) / cos ;

Fa1 = Fr2-= Ft ( tg nsin 1 + sin cos 1) / cos . .

Формулы сил цилиндрической передачи [3, c.21]:

Ft = 2000 T1/ d1; Fr = Fttg t ; Fa = Fttg ,

где t = arctg(tg200/cos ).

Консольная сила на входном конце вала II от ременной передачи FР =

818 Н (таблица 1.14).

30