циклов.
Число циклов перемены напряжений NНО, соответствующее пределу
выносливости, находим по табл. 3.3 [7, стр. 55] интерполированием:
NНО1 = 25•106 циклов; NНО2 = 16,5•106 циклов.
Так как N1 >NНО1 (614,6•106>25•106) и N2 >NНО2 (139,4•106>16,5•106), то коэффициенты долговечности КНL1 = 1, КНL2 = 1.
б) По табл. 3.1 [7, стр. 52] определяем допускаемое контактное напряжение , соответствующее числу циклов перемены напряжений NНО
для шестерни:
Н/мм2;
для колеса:
Н/мм2.
в) Определяем допускаемое контактное напряжение:
для шестерни:
Н/мм2;
для колеса
Н/мм2.
Так как НВ1ср - НВ2ср = 285,5 - 248,5 = 37 (НВ1ср - НВ2ср = 26…59), то косозубая передача рассчитывается по меньшему значению из полученных для шестерни и колеса , то есть по Н/мм2.3.3 Определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса .
а) Рассчитываем коэффициент долговечности КFL.
Наработка за весь срок службы:
для шестерни N1=614,6•106 циклов,
для колеса N2=139,4•106 циклов.
Число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости, NF0= 4•106 для обоих колес.
Так как N1 > NF0 (614,6•106>4•106) и N2 > NF0 (139,4•106>4•106), то коэффициенты долговечности КFL1 = 1, КFL2 = 1.
б) По табл. 3.1 [7, стр. 52] определяем допускаемое напряжение изгиба, соответствующее числу перемены напряжений NF0:
для шестерни: Н/мм2;
для колеса: Н/мм2.
в) Определяем допускаемые напряжения изгиба:
для шестерни: Н/мм2;
для колеса: Н/мм2.
Составляем табличный ответ к главе 3.
Механические характеристики материалов зубчатой передачи.
|
Элемент передачи |
Марка стали |
Dпред |
Термообработка |
НВ1ср |
|||
|
Sпред |
НВ2ср |
Н/мм2 |
|||||
|
Шестерня |
45 |
80 |
Улучшение |
285,5 |
580,9 |
294,1 |
|
|
Колесо |
45 |
80 |
Улучшение |
248,5 |
514,3 |
256 |
Определяем межосевое расстояние аw, мм:
где Ка = 43 - вспомогательный коэффициент;
= 0,3 - коэффициент ширины венца колеса;
Т2 = 93,7 Н•м вращающий момент на тихоходном валу;
=514,3 Н/мм2 - допустимое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом (см. табл. 3.1);
КНв = 1. коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба;
и = 4,5 передаточное число редуктора.
Подставив данные, находим:
мм.
Полученное значение межосевого расстояния аw =56,09 мм, округляем до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров аw = 63 мм [7, табл. 13.15, стр. 326].
Определяем модуль зацепления т, мм:
,
где Кт = 5,8 - вспомогательный коэффициент;
мм - делительный диаметр колеса;
мм - ширина венца колеса;
=256 Н/мм2 - допустимое напряжение изгиба колеса с менее прочным зубом (см. табл. 3.1);
Подставив данные, находим:
мм.
Полученное значение модуля т = 0,86 мм, округляем в большую сторону до стандартного значения из ряда чисел т = 1 мм [7, стр. 62].
Определяем угол наклона зубьев вmin для косозубой передачи:
.
Принимаем угол наклона зубьев
Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:
где т = 1 мм - модуль зацепления;
аw =92 мм - межосевое расстояние;
вmin = 8о - угол наклона зубьев.
Подставив данные, находим:
зубьев.
Уточняем действительную величину угла наклона зубьев: .
Определяем число зубьев шестерни:
зубьев.
Определяем число зубьев колеса:
зубьев.
Определяем фактическое передаточное число иф и проверяем его отклонение от заданного и:
;
.
Подставив данные, находим:
- условие выполняется.
Определяем фактическое межосевое расстояние:
мм.
Определяем основные геометрические параметры передачи, мм:
а) Диаметр делительный:
шестерни: мм;
колеса: мм;
б) Диаметр вершин зубьев:
шестерни: мм;
колеса: мм;
в) Диаметр впадин зубьев:
шестерни: мм;
колеса: мм;
г) Ширина венца:
колеса: мм;
шестерни: мм.
Значение ширины зубчатых венцов округляем до целого числа из ряда нормальных линейных размеров [7, табл. 13.15, стр. 326]: мм, мм.
3. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА
Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.
Ведущий вал
Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении равен
С учетом наличия шпонки на конце вала примем = 23 мм (+ 2 мм).
Примем под подшипниками = 32 мм.
Шестерню выполним за одно целое с валом.
Ведомый вал
Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении равен
С учетом размера муфты примем = 35мм.
Примем под подшипниками = 40 мм.
Примем под зубчатым колесом = 45 мм.
привод редуктор шестерня колесо
4. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ШЕСТЕРНИ, КОЛЕСА
Шестерню выполним за одно целое валом
24 мм
26 мм
26 мм
Колесо кованое
103 мм
105 мм
23 мм
Диаметр ступицы
Длина ступицы
Принимаем = 100 мм
Толщина обода
Принимаем = 3 мм
Толщина диска
5. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОРПУСА РЕДУКТОРА И КРЫШКИ
Толщина стенок корпуса и крышки
Во всех случаях , не иначе
Принимаем
Толщина фланцев поясов корпуса и крышки
Верхний пояс корпуса и пояс крышки
Верхний пояс корпуса
Примем p = 20 мм
Диаметр болтов фундаментальных
Примем М18
Болты, крепящие крышку корпуса у подшипников
Принимаем М15
Болты, соединяющие крышку с корпусом
Принимаем М12
6. РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ
Определяем шаг цепи р, мм:
;
где Т1- вращающий момент на ведущей звездочке (равный Т2 на тихоходном валу редуктора) Н·м;
Кэ- коэффициент эксплуатации, который представляет собой произведение пяти поправочных коэффициентов, учитывающих различные условия работы передачи:
где КД= 1 - коэффициент динамической нагрузки;
КС= 1,5 - смазка периодическая;
Ки= 1 - вертикальное положение передачи;
КРЕГ= 1,25 - нерегулируемая передача;
КР= 1 - работа в одну смену.
Подставив данные, находим:
z1 - число зубьев цепной передачи;
где u=4,5 - передаточное число цепной передачи:
Подставив данные, находим:
Принимаем z1= 21, ближайшее нечетное число.
Н/ммІ - допускаемое давление в шарнирах цепи;
v= 1 - число рядов цепи.
Подставив данные, находим:
Принимаем p= 19,05, ближайшее стандартное значение.
Определяем число зубьев ведомой звездочки:
Подставив данные, находим:
Принимаем z2= 95, ближайшее нечетное число.
Определяем фактическое передаточное число uф и проверяем его отклонение Дu от заданного u:
Определяем оптимальное межосевое расстояние а, мм. Из условия долговечности цепи:
где p - стандартный шаг цепи. Тогда
Определяем число звеньев цепи:
Принимаем lp=142
Уточняем межосевое расстояние ар в шагах:
Подставив данные, находим:
Определяем фактическое межосевое расстояние а, мм:
Определяем длину цепи l, мм:
Определяем диаметры звездочек, мм:
Диаметр делительной окружности:
ведущей звездочки ведомой звездочки
Диаметр окружности выступов:
ведущей звездочки ведомой звездочки
где К=0,7 - коэффициент высоты зуба;
Кz= коэффициент числа зубьев.
Диаметр окружности впадин:
ведущей звездочки
7. КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА
В проектируемом редукторе применим термически обработанную среднеуглеродистую сталь 45.
Определение геометрических параметров
Определяем размеры 1-ой ступени под элемент открытой передачи или полумуфту:
а) для быстроходного вала:
мм,
где Мк = Т - крутящий момент, равный вращающий моменту на валу, Н•м (см. табл. 2.3);
- см. п. 7.2.
Подставим данные, находим:
мм.
Полученное значение диаметра d1 =21,4 мм, округляем до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров d1 = 21 мм [7, табл. 13.15, стр. 326].
мм.
Полученное значение длины l1 =29,4 мм, округляем до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров l1 = 30 мм [7, табл. 13.15, стр. 326].
Б) для тихоходного вала:
мм;
Полученное значение диаметра d1 =29,1 мм, округляем до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров d1 = 30 мм [7, табл. 13.15, стр. 326]. мм.
Полученное значение длины l1 =45 мм, округляем до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров l1 = 45 мм [7, табл. 13.15, стр. 326].
Определяем размеры 2-ой ступени под уплотнение крышки с отверстием и подшипник:
а) для быстроходного вала:
мм;
где t - высота буртика (см. табл. 7.1. [7, стр. 112]);
Подставим данные, находим:
мм.
мм.
Полученное значение длины l2 =37,5 мм, округляем до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров l1 = 40 мм [7, табл. 13.15, стр. 326].
Б) для тихоходного вала:
мм;
где t - высота буртика (см. табл. 7.1. [7, стр. 112]);
Подставим данные, находим:
мм.
мм.
Полученное значение длины l2 =43,75 мм, округляем до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров l2 = 44 мм [7, табл. 13.15, стр. 326].
Определяем размеры 3-ей ступени под шестерню, колесо:
а) для быстроходного вала:
мм;
где r - высота буртика (см. табл. 7.1. [7, стр. 112]);
Подставим данные, находим:
мм.
Полученное значение диаметра d3 =31,4 мм, округляем до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров d3 = 32 мм [7, табл. 13.15, стр. 326].
Б) для тихоходного вала:
мм;
где r - высота буртика (см. табл. 7.1. [7, стр. 108]);
Подставим данные, находим:
мм.
Полученное значение диаметра d3 =43 мм, округляем до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров d3 = 43 мм [7, табл. 13.15, стр. 326].
Длину 3-ей ступени l3 определяем графически на эскизной компоновке (см. п.7.5.5, приложение).
Определяем размеры 4-ой ступени:
Для быстроходного и тихоходного валов d4 = d2 (см. п. 7.3.2); длина l4 равна ширине предварительно выбранных подшипников (см. п.7.4).
Предварительный выбор подшипников качения
Выбираем типоразмер подшипников по величине диаметра d внутреннего кольца, равного диаметру второй d2 и четвертой d4 ступеней вала под подшипники (см. табл. К27, [7, стр. 432]).
Для быстроходного вала выбираем подшипник - 205,
для тихоходного - 208.
Выписываем из табл. К27, [7, стр. 432] основные параметры подшипников:
Основные параметры подшипника 205: d = 25 мм; D = 52 мм,
В = 15 мм, Сr = 14 кН, Сr0 = 6,95 кН.
Основные параметры подшипника 208: d = 40 мм; D = 80 мм,
В = 18 мм, Сr = 32 кН, Сr0 = 17,8 кН.
8. РАСЧЕТНАЯ СХЕМА ВАЛОВ РЕДУКТОРА
В проектируемом приводе конструируется цилиндрический косозубый редуктор с углом наклона зуба в = 8,4554°. Угол зацепления принят б = 20°.
Определяем значение сил в зацеплении закрытой передачи, Н:
а) Окружная сила:
на колесе: , Н;
на шестерне: , Н.
Радиальная сила:
на колесе: , Н;
на шестерне: , Н.
в) Осевая сила:
на колесе: , Н;
на шестерне: , Н.
Определение консольных сил
В проектируемом приводе конструируется открытая цепная передача, определяющая консольную нагрузку на выходной конец быстроходного вала. Кроме того, консольная нагрузка вызывается муфтой, соединяющей двигатель с редуктором.
Определение направления консольных сил со стороны передач гибкой связью и муфты Fon, Fм
Определяем значение консольных сил, Н:
а) Муфта:
, Н.
б) Цепная передача:
, Н;
Силовые и кинематические параметры в зацеплении косозубой цилиндрической передачи
|
Параметр |
Колесо |
Шестерня |
|
|
Ft, Н |
874 |
||
|
Fr, Н |
318 |
||
|
Fa, Н |
45 |
||
|
Fм, Н |
406,4 |
||
|
Ft оп, Н |
422,5 |
||
|
Т, Н•м |
45 |
21,575 |
|
|
, с-1 |
22,1 |
99,43 |
Определение реакций в подшипниках, установленных на тихоходном валу.
Исходные данные: Ft1 = 874 Н; Fr1 = 318 Н; Fa1 = 45 Н; Fм =406,4 Н;
lм = 0,086 м; lБ = 0,095 м; d2 = 0,103 м
а) определяем опорные реакции в вертикальной плоскости, Н:
Подставив данные, находим:
Н.
Подставив данные, находим:
Н.
Проверка :
;
.
б) определяем опорные реакции в горизонтальной плоскости, Н:
Подставив данные, находим:
Н.
Подставив данные, находим:
Н.
Проверка :
;
.
в) определяем суммарные радиальные реакции, Н:
Н;
Н.
Определение реакций в подшипниках, установленных на быстроходном валу.
Исходные данные: F/t1 = 874 Н; F/r1 = 318 Н; F/a1 = 45 Н; Fоп = 422,5 Н;