- •«Томский государственный архитектурно- строительный университет» Кафедра прикладной механики
- •Введение
- •Выбор электродвигателя и кинематический расчёт
- •3. Расчёт 2-й зубчатой цилиндрической передачи
- •3.1. Проектный расчёт
- •3.2. Проверочный расчёт по контактным напряжениям
- •3.3. Проверка зубьев передачи на изгиб
- •4. Расчёт 3-й зубчатой цилиндрической передачи
- •4.1. Проектный расчёт
- •4.2 Проверочный расчёт по контактным напряжениям
- •4.3 Проверка зубьев передачи на изгиб
- •5. Расчёт 3-й зубчатой цилиндрической передачи
- •5.1. Проектный расчёт
- •5.2 Проверочный расчёт по контактным напряжениям
- •5.3 Проверка зубьев передачи на изгиб
- •6 Предварительный расчёт валов
- •7.2 Шестерня выходного вала
- •7.3 Шестерня 3-го промежуточного вала
- •7.4 Шестерня 2-го промежуточного вала
- •7.5 Входной шкив
- •8 Конструктивные размеры корпуса редуктора
- •9 Расчёт реакций в опорах
- •12 Уточненный расчёт валов
- •12.1 Расчёт 1-го вала
- •13 Выбор сорта масла
- •14 Технология сборки редуктора
- •15 Заключение
- •16 Список использованной литературы
3.2. Проверочный расчёт по контактным напряжениям
Расчётное значение контактного напряжения:
H=[]H
где Z= 9600 – для прямозубой передачи. Тогда:
H== 504,25 Мпа[]H= 515,45 Мпа.
Силы в зацеплении:
окружная:
Ft= == 8105 H;
радиальная:
Fr= == 2950 H;
осевая:
Fa = Ft x tg() = 1112,24 x tg(0o) = 0 H.
3.3. Проверка зубьев передачи на изгиб
Расчётное напряжение изгиба:
в зубьях колеса:
F2=[]F2
в зубьях шестерни:
F1=[]F1
Значения коэффициента YFS, учитывающего форму зуба и концентрацию напряжений, определяется в зависимости от приведённого числа зубьев zvи коэффициента смещения. Приведённые числа зубьев:
zv1= = 38
zv2= =122
По табл. 2.10[2]:
YFS1= 3,72
YFS2= 3,59
Значение коэффициента Y, учитывающего угол наклона зуба, вычисляют по формуле:
Y= 1 – = 1 – = 1
Для прямозубой передачи для 9-й точности значение коэффициента, учитывающего перекрытие зубьев Ye = 1.
Тогда:
F2== 208 Мпа[]F2= 255,81 Мпа.
F1== 215 Мпа[]F1= 255,81 Мпа.
4. Расчёт 3-й зубчатой цилиндрической передачи
4.1. Проектный расчёт
Выбираем материалы со следующими механическими характеристиками (см. табл. 2.1-2.3[2]):
- для шестерни : сталь : 40ХН
термическая обработка : закалка
твердость : HRC 50
- для колеса : сталь : 40ХН
термическая обработка : закалка
твердость : HRC 45
Допустимые контактные напряжения (стр. 13[2]) , будут:
[]H= ,
По таблицам 2.1 и 2.2 гл. 2[2] имеем:
для стали шестерни с твердостью поверхностей зубьев более HB 350 и термической обработкой – закалка
H lim(шест.) = 18 x HRC1 + 150
= 18 x50 + 150 = 1050 Мпа;
для стали колеса с твердостью поверхностей зубьев более HB 350 и термической обработкой – закалка
H lim(кол.) = 18 x HRC2 + 150
= 18 x45 + 150 = 960 Мпа;
Предварительное значение межосевого расстояния:
a' = Kx(U + 1)x
где К – коэффициент поверхностной твёрдости зубьев, для данных сталей К=7, тогда:
a'' = 10x(3.61 + 1)x= 143,9 мм.
Окружная скорость Vпредв. :
Vпредв.= == 1 м/с
По найденной скорости получим Zv:
Zv= 0.925xVпредв.0.05= 0.925x10.05= 0,9
Принимаем Zv= 1.
Допустимые контактные напряжения:
для шестерни []H1= = 582,73 Мпа;
для колеса []H2= = 515,73 Мпа;
Для прямозубых колес за расчетное напряжение принимается минимальное допустимое контактное напряжение шестерни или колеса.
Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение будет:
[]H= []H2= 515,73 Мпа.
Допустимые напряжения изгиба (стр. 15[2]) , будут:
[]F= ,
SF– коэффициент безопасности SF= 1,7; YN– коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса.
YN= ,
где NFG– число циклов, соответствующее перелому кривой усталости:
NFG= 4x106
NFE=FxNк– эквивалентное число циклов.
Nк= 60xnxcxt
Здесь :
- n – частота вращения, об./мин.; nшест.= 1432 об./мин.;
- c = 1 – число колёс, находящихся в зацеплении;
t= 365xLгxCxtcxkгxkс– продолжительность работы передачи в расчётный срок службы, ч.
- Lг=7,4 г. – срок службы передачи;
- С=1 – количество смен;
- tc=24 ч. – продолжительность смены;
- kг=0,85 – коэффициент годового использования;
- kс=0,6 – коэффициент суточного использования.
t= 365x6,2x1x24x0,85x0,6 = 33507 ч.
Принимаем YN(шест.)= 1
YN(кол.)= 1
YR= 1 – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости, переходной поверхности между зубьями.
YA– коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (реверса). При нереверсивной нагрузке для материалов шестерни и колеса YA= 1 (стр. 16[2]).
Допустимые напряжения изгиба:
[]F1== 150,59 Мпа;
По таблице 2.5[2] выбираем 9-ю степень точности.
Уточняем предварительно найденное значение межосевого расстояния по формуле (стр. 18[2]):
a= Kax(U + 1)x,
где Кa= 450 – для прямозубой передачи, для несимметрично расположенной цилиндрической передачи выбираемba= 0,4; KH– коэффициент нагрузки в расчётах на контактную прочность:
KH = KHv x KH x KH
где KHv= 1,06 – коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения (выбирается по табл. 2.6[2]); KH- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, обусловливаемую погрешностями изготовления (погрешностями направления зуба) и упругими деформациями валов, подшипников. Коэффициент KHопределяют по формуле:
KH= 1 + (KHo– 1)xKH
Зубья зубчатых колёс могут прирабатываться: в результате повышенного местного изнашивания распределение нагрузки становиться более равномерным. Для определения коэффициента неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы KHoпредварительно вычисляем ориентировочное значение коэффициентаbd:
bd= 0.5xbax(U + 1) =
0.5 x0,4x(3,61 + 1) = 0,9
По таблице 2.7[2] KHo= 1,06. KH= 0,26 – коэффициент, учитывающий приработку зубьев (табл. 2.8[2]). Тогда:
KH= 1 + (1,06 – 1)x0,26 = 1,0156
Коэффициент KHопределяют по формуле:
KH= 1 + (KHo– 1)xKH
KHo– коэффициент распределения нагрузки между зубьями в связи с погрешностями изготовления (погрешность шага зацепления и направления зуба) определяют в зависимости от степени точности по нормам плавности для прямозубой передачи:
KHo= 1 + 0.06x(nст– 5) =
1 + 0.06 x(9 – 5) = 1,24
KH= 1 + (1,24 – 1)x0,26 = 1,0624
В итоге:
KH= 1,06x1,0156x1,0624 = 1,14
Тогда:
a= 450x(3,46 + 1)x= 142,9 мм.
Принимаем ближайшее значение aпо стандартному ряду: a= 140 мм.
Предварительные основные размеры колеса:
Делительный диаметр:
d2= == 219 мм.
Ширина:
b2=baxa= 0,4x140 = 56 мм.
Ширину колеса после вычисления округляем в ближайшую сторону до стандартного числа (см. табл. 24.1[2]): b2= 56 мм.
Максимально допустимый модуль mmax, мм, определяют из условия неподрезания зубьев у основания:
mmax== 3,57 мм.
Минимально допустимый модуль mmin, мм, определяют из условия прочности:
mmin=
где Km= 3.4x103– для прямозубых передач; []F– наименьшее из значений []F1и []F2.
Коэффициент нагрузки при расчёте по напряжениям изгиба:
KF= KFvxKFxKF
Здесь коэффициент KFv= 1,11 – коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения, связанную прежде всего с ошибками шагов зацепления шестерни и колеса. Находится по табл. 2.9[2] в зависимости от степени точности по нормам плавности, окружной скорости и твёрдости рабочих поверхностей. KF- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца, оценивают по формуле:
KF= 0.18 + 0.82xKHo= 0.18 + 0.82x1,06 = 1,0492
KF= KHo= 1,24 – коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями.
Тогда:
KF = 1,11 x 1,0492 x 1,24= 1,44
mmin== 1,24 мм.
Из полученного диапазона (mmin…mmax) модулей принимаем значение m, согласуя его со стандартным: m = 2.
Для прямозубой передачи предварительно принимаем угол наклона зубьев: = 0o.
Суммарное число зубьев:
Z= == 140
Число зубьев шестерни:
z1=z1min= 17 (для прямозубой передачи).
z1==30,4
Принимаем z1= 30
Коэффициент смещения x1= 0 при z117.
Для колеса внешнего зацепления x2= -x1= 0
Число зубьев колеса внешнего зацепления:
z2= Z- z1= 140 – 30 = 110
Фактическое передаточное число:
Uф= == 3,66
Фактическое значение передаточного числа отличается на 1,5%, что не более, чем допустимые 4% для двухступенчатого редуктора.
Делительное межосевое расстояние:
a = 0.5 x m x (z2 + z1) = 0.5 x 2 x (110 + 30) = 140 мм.
Коэффициент воспринимаемого смещения:
y = = = 0
Диаметры колёс:
делительные диаметры:
d1= == 60 мм.
d2= 2xa- d1= 2x140 – 60 = 220 мм.
диаметры daи dfокружностей вершин и впадин зубьев колёс внешнего зацепления:
da1 = d1 + 2 x (1 + x1 – y) x m = 60 + 2 x (1 + 0 – 0) x 2 = 64 мм.
df1 = d1 – 2 x (1.25 – x1) x m = 60 – 2 x (1.25 – 0) x 2 = 55 мм.
da2 = d2 + 2 x (1 + x2 – y) x m = 220 + 2 x (1 + 0 – 0) x 2 = 224 мм.
df2= d2– 2x(1.25 – x2)xm = 220 – 2x(1.25 – 0)x2 = 215 мм.