Другие предметы \ Анализ и синтез передаточных элементов в технических системах

Проектирование и расчёт привода технической системы с выбором электродвигателя по ГОСТ. Вариант № 3, задание № 1, страница 3

Где Т2-крутящий момент на промежуточном валу закрытого цилиндрического зубчатого редуктора; - допускаемое напряжение при кручении.

Примем диаметр вала dв=38 мм.

4.16 Дополнительные размеры для цилиндрической передачи.

4.16.1 Диаметр ступицы шестерни

;

Где dв- диаметр  ведущего вала второй передачи.

4.16.2 Длина ступицы

;

Т.к.  ,то принимаем .

Где dв- диаметр  промежуточного вала; b1-ширина венца шестерни.

4.16.3 Толщина обода цилиндрических колес

; принимаем ;

Где m- нормальный модуль зубьев.

4.16.4 Фаска

.

Где m- нормальный модуль зубьев.

4.17.Выбор соединения  с валом по ГОСТ-23360-78

Возьмем соединение шпоночное призматическое. Справочные данные:

Ширина шпонки b [1, т.4.1]                                                  14 мм

Высота шпонки h [1, т.4.1]                                                     9 мм

Глубина паза в валу t1 [1, т.4.1]                                           5,5 мм

Глубина паза во втулку t2 [1, т.4.1]                                     3,8 мм

4.17.1 Расчет шпонки на прочность

Шпонка рассчитывается на прочность при смятии:

Шпонка рассчитывается на прочность при смятии:  (9), где

lР=lШ-b (10) и lШ=Lст-10 (11),

где: σСМ-напряжение при смятии; dвала-диаметр вала двигателя; lР-рабочая длина шпонки; h-высота шпонки; t1-глубина паза в валу; lШ-длина шпонки;; [σсм]-допускаемое напряжение при смятии; T2-крутящий момент на промежуточном валу закрытого цилиндрического зубчатого редуктора.

 Определим данные: dвала=38 мм [1, т. 5.1];   [σСМ]=60…100 МПа [из лек.]; 

Подставим известные значения в (11)→(10)→ (9)  

 по ГОСТ lШ=45 мм [примечание к [1, т.4.1]]

lР=lШ-b=45-14=31 мм;

и   < 100 МПа

Найденное значение меньше допустимого

4 РАСЧЕТ ЗАКРЫТОЙ ЗУБЧАТОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ

Вращающий момент на валу шестерни Т2=118 Н*м при частоте вращения , передаточное число U2=5.

Требуемый ресурс передачи (три года при двухсменной работе.). Передача нереверсивная, т.е. работа зубьев одной стороной). Типовой режим нагружения I (тяжелый). Расположение зубчатых колес относительно опор симметричное.

4.1 Назначение материала шестерни и колеса

Для изготовления зубчатых колес выбираем сталь 45 с термообработкой- улучшение ГОСТ 1054-74 [5, т. 9].

Корпус выполнен из  серого чугуна СЧ 18  ГОСТ 1412-70 [5, т. 59]

Принимаем:

 для шестерни твердость  [4, т. 12.1]  при диаметре заготовки

для колеса твердость  [4, т. 12.1]  в предположении, что наибольшая толщина заготовки колеса

Тогда

4.2 Ориентировочное значение межосевого расстояния находится по формуле при к=10.

Где Т2- вращающий момент на валу шестерни, U2-передаточное отношение второй передачи.

4.3 Окружная скорость зубчатого колеса

Где - ориентировочное значение межосевого расстояния; U2-передаточное отношение второй передачи; n2- частота вращения вала шестерни

4.4 Допускаемые контактные напряжения:

4.4.1 Интерполированием находим число циклов напряжений, соответствующих перелому кривой усталости(пределу выносливости):

Для шестерни      [4, т. 12.8]

Для колеса       [4, т. 12.8]

4.4.2 Число циклов нагружения зубьев за все время работы при :

Шестерни :

Колеса 

Где n2- частота вращения вала шестерни; -требуемый ресурс передачи ; U2-передаточное отношение второй передачи; Nk1- число циклов нагружения зубьев за все время шестерни.

Эквивалентное число циклов нагружения зубьев находим по формуле, значение коэффициента   [4, т. 12.2]:

Шестерни:

Колеса

Где Nk1, Nk2- число циклов нагружения зубьев за все время шестерни, колеса.

4.4.3 Т.к. ,то по условию формулы  при условии  принимаем коэффициент долговечности  .

В предположении параметра шероховатости сопряженных поверхностей зубьев с  отклонениями профиля неровностей принимаем .

Принимаем значение коэффициента  [4, т. 12.9].

Коэффициент запаса прочности для улучшенных колес

4.4.4 Пределы контактной выносливости:

Для шестерни :   [4, т. 12.7]

Для колеса             [4, т. 12.7]

Где - среднее значение твердости шестерни и колеса.

4.4.5 Допускаемые контактные напряжения

Для шестерни: ;

Для колеса ;

Для расчета прямозубой передачи принимаем меньшее значение: ;

Где - пределы контактной выносливости для шестерни и колеса.

4.5 Допускаемые напряжения изгиба.

4.5.1 Базовое число циклов напряжений соответствует пределу выносливости зубьев при изгибе

4.5.2 Эквивалентное число циклов нагружения зубьев находим по формуле, значение коэффициента   [4, т. 12.2], при qF=6:

Шестерни:

Колеса

Где Nk1, Nk2- число циклов нагружения зубьев за все время шестерни, колеса.

4.5.3 Т.к. ,то по условию формулы  при условии  принимаем коэффициент долговечности  .

Полагая шероховатость переходной поверхности между зубьями при зубофрезировании  с отклонениями высоты микронеровностей принимаем .

При нереверсивной работе  [4, т. 12.9].

Коэффициент запаса прочности 

4.5.4 Пределы контактной выносливости зубьев при изгибе :

Для шестерни :   [4, т. 12.10]

Для колеса             [4, т. 12.10]

Где - среднее значение твердости шестерни и колеса.

4.5.5 Допускаемые напряжения изгиба:

Для шестерни: ;

Для колеса .

4.6 коэффициенты нагрузки

4.6.1 Ориентируясь на передачи общего машиностроения назначаем 8-ю степень точности передач [4, т. 11.2]

Затем интерполированием получаем  [4, т.12,5; т. 12.6]

4.6.2 Принимаем коэффициент ширины венца для симметрично расположенных относительно опор колес 

По формуле высчитаем коэффициент:

,

Где U2-передаточное отношение второй передачи.

Выбираем значение коэффициента неравномерностей распределения нагрузки в начальный период работы

Коэффициент Кw находим по таблице для зубчатого колеса (колеса с меньшей твердостью) : Кw=0,38 [4, т. 12.4].

Тогда значения коэффициента после приработки зубьев:

;

Значение коэффициента находим по формуле при GF=0.91:

4.6.3 Находим значение коэффициента распределения нагрузки между зубьями для назначенной 8-ой степени точности:

4.6.4 Находим значение коэффициентов нагрузки при КА=1:

4.7 Межосевое расстояние: уточняем межосевое расстояние :

,

Где U2-передаточное отношение второй передачи; Т2- момент вращения на валу шестерни; КН- коэффициент нагрузки; коэффициент ширины венца для симметрично расположенных относительно опор колес ; -допускаемое контактное напряжение.

Принимаем по ГОСТ аw=220 мм.

4.8 Ширина венца колеса и шестерни

Где коэффициент ширины венца для симметрично расположенных относительно опор колес; aw- межосевое расстояние.

4.9 Нормальный модуль зубьев:

Скачать файл