- •Введение
- •2. Кинематические расчеты привода. Выбор двигателя.
- •2.1. Выбор двигателя.
- •2.2. Определение передаточного числа привода.
- •2.3. Проверка двигателя на перегрузку.
- •2.4. Определение допустимых отклонений параметров.
- •2.5. Определение кинематических параметров привода.
- •2.6. Определение силовых параметров привода.
- •Эскизный проект
- •3. Выбор материала зубчатых колес
- •4. Определение допускаемых напряжений.
- •4.1. Назначение срока службы редуктора и количества капитальных ремонтов привода.
- •4.2. Определение допускаемых напряжений при контакте и изгибе в зацеплении зубчатых передач.
- •4.3. Определение допускаемых контактных напряжений в зацеплении зубчатых передач.
- •4.4 Определение допускаемых напряжений изгиба в зацеплении зубчатых передач.
- •7. Вычисление действующих сил в механизмах.
- •7.1. Определение сил в зацеплении закрытых передач.
- •7.2. Определение консольных сил
- •7.3. Силовая схема нагружения валов редуктора
- •8. Разработка чертежа общего вида редуктора
- •8.1. Определение геометрических параметров ступеней валов.
- •8.1. Выбор материала валов.
- •8.2. Выбор допускаемых напряжений на кручение:
- •8.3. Определение геометрических параметров ступеней валов:
- •8.4. Предварительный выбор подшипников:
- •8.5. Разработка чертежа общего вида:
- •10.2. Тихоходный вал.
- •10.3. Сводная таблица.
- •Технический проект
- •11. Проверочные расчеты
- •11.1. Проверочный расчет шпонок
- •11.2. Проверочный расчет стяжных винтов
- •12. Расчет технического уровня редуктора.
- •12.1. Определение массы редуктора
- •12.2. Определение критерия технического уровня редуктора:
- •Тема доклада на неделе науки:
- •13. Методы измерения и особенности изготовления цилиндрических зубчатых колес
- •13.1 Особенности изготовления зубчатых колес
- •13.2 . Методы измерения цилиндрических зубчатых колес
- •13.2.1. Метод постоянной хорды
- •Заключение
- •Список используемой литературы
- •Приложение.
4.3. Определение допускаемых контактных напряжений в зацеплении зубчатых передач.
4.3.1. Эквивалентное число циклов нагружения деталей за срок службы:
для шестерни:
для колеса:
4.3.2. Базовое число циклов перемены напряжений NHO, соответствующее пределу выносливости, которое выбирают из таблицы с использованием формулы интерполирования:
для шестерни:
для колеса:
индексы:
л.; пр.; ср.- левое, правое значение и значение между ними в таблице.
4.3.3. Коэффициент долговечности при действии контактных напряжений. Для шестерни и колеса:
Для нормализованных или улучшенных колес - 1 ≤КHL i≤2,6.
В соответствии с этим неравенством принимаем КHL1 = КHL2 = 1.
4.3.4. Допускаемые контактные напряжения, соответствующие пределу выносливости [σ]HO и рабочему режиму передачи [σ]Hi .
Таблица 4.3.4.1. Допускаемые контактные напряжения.
Передача |
Параметр |
Н≤350НВ |
цилиндрическая |
[σ]HO1 [σ]HO2 |
1,8 НВср1 + 67 = 1,8285,5 + 67 = 580,9 1,8 НВср2 + 67 = 1,8 248,5 + 67 = 514,3 |
[σ]Hi1 [σ]Hi2 |
КHL1 [σ]HO1 = 1 580,9 = 580,9 КHL2 [σ]HO2 = 1 514,3 = 514,3 |
|
[σ]Hрас |
min{[σ]Hi2}= 514,3 |
4.4 Определение допускаемых напряжений изгиба в зацеплении зубчатых передач.
4.4.1. Эквивалентное число циклов нагружения деталей за срок службы.
для шестерни и колеса:
где m=6 - показатель степени при Н≤350НВ
Так как NFE 4 ·106, то принимаем NFE = 4 ·106.
4.4.2. Базовое число циклов перемены напряжений.
Для зубчатой передачи NFO = 4 ·106.
4.4.3. Коэффициент долговечности при действии изгибных напряжений.
для шестерни и колеса:
при Н≤350НВ - 1 ≤КFL i≤2,08;
4.4.4. Допускаемые изгибные напряжения, соответствующие пределу выносливости [σ]FO и рабочему режиму передачи [σ]Fi .
Таблица 4.4.4.1. Допускаемые изгибные напряжения.
Передача |
Параметр |
Н≤350НВ |
цилиндрическая |
[σ]FO1 [σ]FO2 |
1,03 НВср= 1,03 285,5 = 294,065 1,03 НВср= 1,03 248,5 = 255,955 |
[σ]Fi1 [σ]Fi2 |
КFL [σ]FO= 1 294,05 = 294,05 КFL [σ]FO= 1 255,95 = 255,955 |
|
[σ]Fрас |
min{[σ]Fi2}= 255,955 |
|
Так как передача работает в реверсивном режиме, то полученное значение допускаемого напряжения [σ]Fрас уменьшаем на 25%: [σ]Fрас = 0,75 255,955 = 191,97 |
Использование данной методики расчетов позволяет учитывать переменность нагрузки соответствующим выбором допускаемых напряжений. Введение эквивалентных значений циклов перемены напряжений заменяет переменную нагрузку постоянной, но детали приобретают ту же степень усталостных повреждений. Это упрощает проектировочные расчеты на последующих стадиях разработки механических передач.
Таблица 4.4.4.2. Сводная таблица механических характеристик передачи.
Передача |
Элемент передачи |
Марка материала |
Dпред |
Sпред |
Термообработка |
HBср |
σ-1 |
σв |
σт |
[σ]Hрас |
[σ]Fрас |
Н/мм2 |
|||||||||||
цилиндрическая |
Шестерня |
40ХН |
125 |
80 |
У |
285,5 |
410 |
900 |
750 |
514,3 |
191,97 |
Колесо |
40XН |
200 |
125 |
248,5 |
375 |
790 |
640 |
5. Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи.
5.1. Межосевое расстояние:
где
- вспомогательный коэффициент
- коэффициент ширины венца колеса
- коэффициент неравномерности нагрузки
5.2. Определение модуля зацепления:
где
- вспомогательный коэффициент
- делительный диаметр колеса
- ширина венца колеса
Принимаем m = 1,5 мм
5.3. Угол наклона зубьев:
5.4. Суммарное число зубьев шестерни и колеса:
5.5. Уточнение действительного угла наклона зубьев:
5.6. Число зубьев шестерни:
5.7. Число зубьев колеса:
5.8. Фактическое передаточное число:
5.9. Фактическое межосевое расстояние:
5.10. Фактические основные геометрические параметры:
Таблица5. 10.Основные геометрические параметры зацепления.
Параметр |
Шестерня |
Колесо |
|
Диаметр |
Делительный |
||
Вершин зубьев |
|||
Впадин зубьев |
|||
Ширина венца |
Проверочный расчет
5.11. Межосевое расстояние:
5.12. Пригодность колес:
Условие пригодности:
Диаметр заготовки шестерни:
Толщина диска заготовки колеса:
Сравнивая результаты расчета можно сказать, что проверка успешна выполнена.
5.13. Контактные напряжения:
где
- вспомогательный коэффициент
- окружная сила в зацеплении
- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки
- окружная скорость
Так как степень точности 9, то
- коэффициент динамической нагрузки
Так как недогрузка передачи допускается не более 10%, то проверка выполнена успешно.
5.14. Напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса:
где
- коэффициент формы зуба шестерни
Так как эквивалентное число зубьев шестерни , то
- коэффициент формы зуба колеса
Так как эквивалентное число зубьев шестерни , то
- коэффициент, учитывающий наклон зуба
Проверка по напряжениям на изгиб зубьев шестерни
6. Расчет клиноременной передачи
Рис. 6.1. Геометрические параметры ремённой передачи
6.1. Выбор сечения ремня
6.3. Задаемся расчетным диаметром ведущего шкива:
6.4. Диаметр ведомого шкива:
где - коэффициент скольжения
принимаем d2=200 мм
6.5. Фактическое передаточное число:
6.6. Ориентировочное межосевое расстояние:
где h – высота сечения клинового ремня
6.7. Расчетная длина ремня:
по таблице К-31 принимаем l=800 мм
6.8. Уточнение межосевого расстояния:
6.9. Угол обхвата ремнем ведущего шкива:
6.10. Определение скорости ремня:
6.11. Частота пробегов ремня:
- допускаема частота пробегов
Выполнение соотношения гарантирует срок службы – 1000 … 5000 ч
6.12. Допустимая мощность:
где
- допускаемая приведенная мощность
- коэффициент динамичности
- коэффициент угла обхвата
- коэффициент относительной расчетной длины ремня к базовой.
- коэффициент числа ремней (для 2…3)
6.13. Количество клиновых ремней:
Выбираем z=2
6.14. Сила предварительного натяжения:
6.15. Окружная сила:
6.16. Силы натяжения ведущей и ведомой ветвей:
6.17. Сила давления ремня на вал:
Проверочный расчет
6.18. Проверка по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви:
Напряжение растяжения:
где - площадь сечения ремня, мм2
Напряжения изгиба:
Напряжения от центробежных сил:
где p – плотность материала ремня, кг/м3
Следовательно, проверка выполнена успешно.
6.19. Параметры клиноременной передачи
Таблица 6.2.1. Сводная таблица.
Параметр |
Значение |
Параметр |
Значение |
Тип ремня |
клиновой |
Частота пробегов ремня U, 1/с |
0,012 |
Сечение ремня |
Нормальное Б (А=47мм2) |
Диаметр ведущего шкива d1 |
80 мм |
Количество ремней z |
2 |
Диаметр ведомого шкива d2 |
200 мм |
Межосевое расстояние а |
231 мм |
Максимальное напряжение σmax , Н/мм2 |
6,76 |
Длина ремня l |
800 мм |
Предварительное натяжение ремня F0 , Н |
48,55 |
Угол обхвата малого шкива α1, град. |
148 |
Сила давления ремня на вал Fоп , Н |
186,43 |