Курсовая работа: Расчет редуктора
КHL (кол.) = (26400000 / 223316400) 1/6 = 0,701
Так
как КHL (кол.)<1.0, то
принимаем КHL (кол.) = 1
Допустимые
контактные напряжения:
для
шестерни [sH1]
= 630 · 1 / 1,1 = 572,727 МПа;
для
колеса [sH2] = 600 · 1 / 1,1 = 545,455 МПа.
Для
прямозубых колес за расчетное напряжение принимается минимальное допустимое
контактное напряжение шестерни или колеса.
Тогда
расчетное допускаемое контактное напряжение будет:
[sH] = [sH2] = 545,455 МПа.
Принимаем
коэффициент симметричности расположения колес относительно опор по таблице 3.5 [1]:
KHb = 1,25.
Коэффициент
ширины венца по межосевому расстоянию принимаем: yba = b / aw =
0,25, (см. стр. 36 [1]).
Межосевое
расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев
найдем по формуле 3.7 гл. 3 [1]:
aw = Ka · (u + 1) · (T2 ·
KHb / [sH] 2 · u2 · yba) 1/3 =
49.5
· (2,5 + 1) · (533322,455 · 1,25 / 545,4552 · 2,52 ·
0,25) 1/3 = 195,371 мм.
где
для прямозубых колес Кa =
49.5, передаточное число передачи u = 2,5; T2 = Тколеса =
533322,455 Н·мм – момент на колесе.
Ближайшее
значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185–66 будет: aw = 180 мм.
Нормальный
модуль зацепления берем по следующей рекомендации:
mn = (0.01…0.02) · aw мм, для нас: mn = 1,8.. 3,6 мм, принимаем:
по
ГОСТ 9563–60* (см. стр. 36 [1]) mn = 2 мм.
Задаемся
суммой зубьев:
SZ
= z1 + z2 = 2 · aw / mn = 2 ·
180 / 2 = 180
Числа
зубьев шестерни и колеса:
z1 = SZ / (u + 1) =
180 / (2,5 + 1) = 51,429
Принимаем:
z1 = 51
z2 = SZ – z1 = 180 – 51 = 129
Угол
наклона зубьев b = 0o.
Основные
размеры шестерни и колеса:
диаметры
делительные:
d1 = mn · z1 /
cos(b)
= 2 · 51 / cos(0o) = 102 мм;
d2 = mn · z2 /
cos(b)
= 2 · 129 / cos(0o) = 258 мм.
Проверка:
aw = (d1 + d2)
/ 2 = (102 + 258) / 2 = 180 мм.
диаметры
вершин зубьев:
da1 = d1 + 2 · mn =
102 + 2 · 2 = 106 мм;
da2 = d2 + 2 · mn =
258 + 2 · 2 = 262 мм.
ширина
колеса: b2 = yba · aw = 0,25 · 180 = 45 мм;
ширина
шестерни: b1 = b2 + 5 = 45 + 5 = 50 мм;
Определим
коэффициент ширины шестерни по диаметру:
ybd = b1 / d1 = 50
/ 102 = 0,49
Окружная
скорость колес будет:
V
= w1 · d1 / 2 = 48,72 · 102 · 10–3 / 2 = 2,485 м/c;
При
такой скорости следует принять для зубчатых колес 8-ю степень точности.
Коэффициент
нагрузки равен:
KH = KHb · KHa · KHv.
Коэффициент
KHb=1,049 выбираем по таблице
3.5 [1], коэффициент KHa=1
выбираем по таблице 3.4 [1], коэффициент KHv=1,05 выбираем по таблице 3.6 [1], тогда:
KH = 1,049 · 1 · 1,05 = 1,101
Проверку
контактных напряжений проводим по формуле 3.6 [1]:
sH = (310 / aw) · ((T2 · KH · (u
+ 1) 3) / (b2 · u2)) 1/2 =
(310
/ 180) · ((533322,455 · 1,101 · (2,5 + 1) 3; 45 · 2,52))
=
515,268
МПа.
£
[sH]
Силы
действующие в зацеплении вычислим по формуле 8.3 и 8.4 [1]:
окружная:
Ft = 2 · T1 / d1 = 2 · 227797,414 / 102 = 4466,616 Н;
радиальная:
Fr = Ft · tg(a) / cos(b)
= 4466,616 · tg(20o) / cos(0o) = 1625,715 Н;
осевая:
Fa = F t · tg(b) = 4466,616 · tg(0o) = 0 Н.
Проверим
зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле 3.22 [1]:
sF = Ft · KF · YF / (b · mn) £ [sF]
Здесь
коэффициент нагрузки KF = KFb ·
KFv (см. стр. 42 [1]). По
таблице 3.7 [1] выбираем коэффициент расположения колес KFb =
1,092, по таблице 3.8 [1] выбираем коэффициент KFv=1,25. Таким образом коэффициент KF = 1,092 · 1,25 = 1,365. Y – коэффициент,
учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа Zv (см. гл. 3, пояснения к
формуле 3.25 [1]):
у
шестерни: Zv1 = z1 / cos3 (b) = 51 / cos3 (0o) =
51
у
колеса: Zv2 = z2 / cos3 (b) = 129 / cos3 (0o) =
129
Тогда:
YF1 = 3,656; YF2 = 3,586
Допускаемые
напряжения находим по формуле 3.24 [1]:
[sF] = soF lim b · KFL / [Sf].
KFL – коэффициент долговечности.
KFL = (NFO / NF) 1/6,
где
NFO – базовое число циклов
нагружения; для данных сталей NFO =
4000000;
NF = 60 · n · c · tS
Здесь:
– n
– частота вращения, об./мин.; nшест. =
465,242 об./мин.; nкол. =
186,097 об./мин.
– c
= 1 – число колёс, находящихся в зацеплении;
tS = 20000 ч. – продолжительность работы передачи
в расчётный срок службы.
Тогда:
NF (шест.) = 60 · 465,242 · 1 · 20000
= 558290400
NF (кол.) = 60 · 186,097 · 1 · 20000
= 223316400
В
итоге получаем:
КFL (шест.) = (4000000 / 558290400) 1/6 = 0,439
Так
как КFL (шест.)<1.0, то
принимаем КFL (шест.) = 1
КFL (кол.) = (4000000 / 223316400) 1/6 = 0,512
Так
как КFL (шест.)<1.0, то
принимаем КFL (шест.) = 1
Для
шестерни: soF lim b = 504 МПа;
Для
колеса: soF lim b =
477 МПа.
Коэффициент
[SF] безопасности находим по
формуле 3.24 [1]:
[SF] = [SF]' · [SF]».
где
для шестерни [SF]' = 1,75;
[SF]' = 1;
[SF (шест.)] = 1,75 · 1 = 1,75
для
колеса [SF]' = 1,75;
[SF]» = 1.
[SF (кол.)] = 1,75 · 1 = 1,75
Допускаемые
напряжения:
для
шестерни: [sF1]
= 504 · 1 / 1,75 = 288 МПа;
для
колеса: [sF2]
= 477 · 1 / 1,75 = 272,571 МПа;
Находим
отношения [sF]
/ YF:
для
шестерни: [sF1]
/ YF1 = 288 / 3,656 = 78,775
для
колеса: [sF2]
/ YF2 = 272,571 / 3,586 =
76,01
Дальнейший
расчет будем вести для колеса, для которого найденное отношение меньше.
Проверяем
прочность зуба колеса по формуле 3.25 [1]:
sF2 = (Ft · KF · YF1) /
(b2 · mn) =
(4466,616
· 1,365 · · 3,586) / (45 · 2) = 242,929 МПа
sF2 = 242,929 МПа
< [sf] = 272,571 МПа.
Условие
прочности выполнено.
Механические
характеристики материалов зубчатой передачи
Элемент
передачи |
Марка стали |
Термообработка |
HB1ср |
sв |
[s] H |
[s] F |
HB2ср |
H/мм2 |
Шестерня |
40ХН |
улучшение |
280 |
930 |
572,727 |
288 |
Колесо |
40ХН |
улучшение |
265 |
880 |
545,455 |
272,571 |
Параметры
зубчатой цилиндрической передачи, мм
Проектный расчёт |
Параметр |
Значение |
Параметр |
Значение |
Межосевое
расстояние aw |
180 |
Угол наклона
зубьев b, град |
0 |
Модуль
зацепления m |
2 |
Диаметр
делительной окружности: |
|
Ширина
зубчатого венца: |
|
шестерни d1
колеса d2
|
102
258
|
шестерни b1
колеса b2
|
50
45
|
Числа зубьев: |
|
Диаметр
окружности вершин: |
|
шестерни z1
колеса z2
|
51
129
|
шестерни da1
колеса da2
|
106
262
|
Вид зубьев |
прямозубая
передача |
Диаметр
окружности впадин: |
|
шестерни df1
колеса df2
|
97
253
|
Проверочный
расчёт |
Параметр |
Допускаемые
значения |
Расчётные
значения |
Примечание |
Контактные
напряжения sH,
H/мм2 |
545,455 |
515,268 |
- |
Напряжения
изгиба, H/мм2 |
sF1 |
288 |
222,904 |
- |
sF2 |
272,571 |
242,929 |
- |
|
|
|
|
|
|
|
|
4.
Предварительный расчёт валов
Предварительный
расчёт валов проведём на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.
Страницы: 1, 2, 3, 4, 5, 6
|