Скорость вращения четвертого и пятого валов (скорость вращения валов исполнительных органов):
4.1. Выбор материала для зубчатых колес
Так как в техническом задании нет особых требований к габаритам передачи, но, желая получить сравнительно небольшие габариты и невысокую стоимость редуктора, выбираем для изготовления колес материал со средними механическими характеристиками.
Быстроходная ступень - сталь 50:
для шестерни термообработка – улучшение, твердость НВш = 230,
для колеса термообработка – улучшение, твердость НВк = 200
Тихоходная ступень - сталь 50:
для шестерни термообработка – улучшение, твердость НВш = 220,
для колеса термообработка – улучшение, твердость НВк = 190.
4.2. Расчет допускаемых контактных напряжений [sH]
Допускаемые контактные напряжения определим по формуле:
,
где SH - коэффициент безопасности (при улучшении SH =1,1);
sНlimb - предел контактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов (при НВ £ 350 sНlimb = 2HBш + 70);
-
коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагрузки.
Если рассчитанное значение < 1, то принимается равным единице (КHL=1).
Коэффициент долговечности:
,
где NНО – базовое число циклов, которое определяется из таблицы 1 [7, с.23];
NHE – эквивалентное число циклов.
,
где с = 1 – число зацеплений;
n – частота вращения вала;
Ti – текущий крутящий момент,
Tmax – максимальный крутящий момент за цикл,
t=365×L×Kг×24×Kс- суммарное время работы передачи,
где L – срок службы,
Кг- коэффициент годового использования,
Кс - коэффициент суточного использования.
t=365×1,5×0,2×0,8 24=2102,4 часов.
Быстроходная ступень:
Рассчитаем предел усталостной прочности:
σHlimb(ш) = 2·НВш + 70 = 2·230 + 70 = 530 МПа;
σHlimb(к) = 2·НВк + 70 = 2·200 + 70 = 470 МПа.
Для шестерни:
Nно = 14×106
так как результат
получился меньше единицы, то принимаем 
.
.
Для колеса:
Nно = 10×106
так как результат
получился меньше единицы, то принимаем .
.
Тихоходная ступень:
Рассчитаем предел усталостной прочности:
σHlimb(ш) = 2·НВш + 70 = 2·220 + 70 = 510 МПа;
σHlimb(к) = 2·НВк + 70 = 2·190 + 70 = 450 МПа.
Для шестерни:
Nно = 14×106
NHЕшТ= NHЕкБ=25,75×106, (т.к. расположены на одном валу)
так как результат
получился меньше единицы, то принимаем .
.
Для колеса:
Nно = 10×106
так как результат
получился меньше единицы, то принимаем .
.
4.3. Расчет допускаемых напряжений изгиба.
; [2, c.90-91]
где 
- предел выносливости при изгибе
(при улучшении 
),
YR – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности (при улучшении YR = 1,2),
KFC – коэффициент, учитывающий характер приложения нагрузки (если передача нереверсивная KFС = 1),
– коэффициент долговечности. Если рассчитанное значение < 1, то принимается равным единице (КFL=1).
NFO – базовое число циклов (для всех сталей NFO = 4×106 ),
NFЕ – эквивалентное число циклов (NFЕ = NНЕ ),
SF – коэффициент безопасности (SF =1,75).
Быстроходная ступень:
Предел выносливости зубьев при изгибе:
sFO(ш) = 1,8·НВш = 1,8·230 = 414 Мпа;
sFO(к) = 1,8·НВк = 1,8·200 = 360 МПа.
Эквивалентное число циклов принимаем: NFEш= NHЕш = 81,13×106; NFEк= NHЕк = 25,75×106.
Базовое число (для всех сталей): NFО = 4·106.
Для шестерни:
Определим коэффициент долговечности:
так как результат получился меньше единицы, то принимаем КFL = 1;
Для колеса:
так как результат получился меньше единицы, то принимаем КFL = 1;
Тихоходная ступень:
Предел выносливости зубьев при изгибе:
sFO(ш) = 1,8·НВш = 1,8·220 = 396 МПа;
sFO(к) = 1,8·НВк = 1,8·190 = 342 МПа.
Эквивалентное число циклов принимаем: NFЕ(ш)Т= NFЕ(к)Б=25,75×106, (т.к. расположены на одном валу)
Базовое число (для всех сталей): NFО = 4·106.
Для шестерни:
Определим коэффициент долговечности
так как результат получился меньше единицы, то принимаем КFL = 1;
Для колеса:
так как результат получился меньше единицы, то принимаем КFL = 1;
4.4. Расчет геометрических параметров.
Рис. 5 Кинематическая схема цилиндрической передачи представлена
Быстроходная ступень.
Межосевое расстояние а найдем по формуле:
, [2, c.98]
Так как межосевое расстояние а не определено заданием, но оно тесно связано с диаметрами валков фрикционной передачи, то из технологических соображений принимаем его равным а = 230 мм по ГОСТ 2185 – 66
Принимаем значения коэффициентов:
yba= 0,25 – ширины венца;
KHb =1,05 – неравномерности распределения нагрузки по длине контактной линии; KHV =1,05 – динамической нагрузки.
Тогда ширина венца колеса: b2 = yba×a= 0,25×230= 45 мм,
ширина венца шестерни: b1 = b2 +5 =50мм.
модуль m= (0,01…0,02) aпринимаем m =2,5,
суммарное число зубьев: 
,
число зубьев шестерни: 
;
колеса: z2 = zå – z1 = 184 – 45 = 140,
уточняем передаточное отношение: и = z2 / z1 = 140 /45 = 3,11.
Ошибка: 1%
Рассчитаем основные геометрические параметры:
Диаметр шестерни: d1=z1×m=45×2,5=112,5 мм
Диаметр колеса: d2=z2×m=140×2,5=350 мм
Диаметр выступов шестерни: da1 = d1+2m = 112,5 + 2×2,5 = 117,5 мм
колеса: da2 = d2+2m = 350 + 2×2,5 = 355 мм
Диаметр впадин шестерни: df1 = d1 – 2,5m= 112,5 – 2,5×2,5=106,25 мм
колеса: df2 = d2 – 2,5m= 350 – 2,5×2,5=343,75 мм
Проверка зубьев колес на контактную выносливость:
; (расчет ведем по колесу)
Т =127,885×103 Н×мм – вращающий момент вала колеса;
- условие выполняется.
Ошибка по контактным напряжениям получилась очень большая, но так как мы привязаны к межосевому расстоянию и взят материал для изготовления зубчатых колес с такими качествами (Сталь 50 – HB 200) меньше которых зубчатые колеса не изготовляют.
Проверка зубьев колес на изгиб:
; [2, c.101 ];
окружное усилие: 
(Т – вращающий момент на валу шестерни);
YF - коэффициент, учитывающий форму зуба.
YF(ш) = 3,6 (при z1 =45)
YF(к) = 3,63 (при z2 =140) по табл. 4.13 [2, c.101].
Расчет ведем по тому из колес пары (передачи), у которого
меньше 
В нашем случае:
Расчет проводим по колесу.
По графику 10.21 [1] 
;
По таблице 4.12 [2] 
.
; 59,004< 246,857 .
Расчетные напряжения изгиба не превышают допустимые.
- условие выполняется.
Тихоходная ступень.
Принимаем а = 140 мм
Рассчитаем параметры тихоходной ступени:
Диаметры шестерни и колеса:
Принимаем значения коэффициентов: yba= 0,25 – ширины венца;
KHb = 1,05 – неравномерности распределения нагрузки по длине контактной линии; KHV = 1,05 – динамической нагрузки.
Тогда ширина венца колеса: b2 = yba×a= 0,25×140= 35мм,
ширина венца шестерни: b1= b2 +5 = 40 мм.
модуль m= (0,01…0,02) aпринимаем m = 1,7,
суммарное число зубьев 
,
число зубьев шестерни: 
;
колеса: z2 = zå – z1 = 165 – 47 = 118,
уточняем передаточное отношение: и = z2 / z1 = 118 /47= 2,51.
Ошибка: 0,4%
Рассчитаем основные геометрические параметры:
Диаметр шестерни: d1 = 1,7 47 = 79,9 мм
Диаметр колеса: d2= 1,7 118 = 200,6 мм
Диаметр выступов шестерни: da1 = d1+2m = 79,9+2×1,7 =83,3 мм
колеса: da2 = d2+2m = 200,6+2×1,7 =204 мм
Диаметр впадин шестерни: df1 = d1 – 2,5m = 79,9 – 2,5×1,7=75,65 мм
колеса:df2 = d2 – 2,5m = 200,6 – 2,5×1,7=196,35 мм
Проверка зубьев колес на контактную выносливость:
; (расчет ведем по колесу)
Т = 150,4395 ×103 Н×мм – вращающий момент вала колеса;
- условие выполняется.
Проверка зубьев колес на изгиб:
,
где окружное усилие: 
(Т2 –
вращающий момент на валу шестерни);
YF - коэффициент, учитывающий форму зуба;
YF(ш) = YF(к) = 3,6 (при z1 = 47 z2= 118).
Расчет ведем по тому из колес пары (передачи), у которого
меньше
В нашем случае:
Расчет проводим по колесу.
По графику 10.21 [1] ;
По таблице 4.12 [2] .
; 104,924< 234,514.
Расчетные напряжения изгиба не превышают допустимые.
- условие выполняется.
Расчетный диаметр выходного конца вала:
[2, с.296],
где Т – момент на валу;
– допускаемое
напряжение;
τ-1= 0,43·σb = 268.875 МПа – предел выносливости;
n = 1.5 – коэффициент запаса прочности;
k = 1,5 – коэффициент концентрации напряжения;
Быстроходный вал
.
Так как на валу установлена шпонка, то расчетный диаметр увеличивается на 5%.
Действительный диаметр вылета вала: 
–
принимаем 
;
диаметр под подшипник 
;
диаметр буртика 
.
Рис. 6. Быстроходный вал.
Промежуточный вал
,
Так как на валу установлена шпонка, то расчетный диаметр увеличивается на 5%.
Действительный диаметр под подшипник: 
–
принимаем 
;
диаметр вала в месте посадки колеса быстроходной
передачи 
;
диаметр вала в месте посадки шестерни тихоходной
передачи 
;
диаметры буртика 
, 
Рис. 7. Промежуточный вал.
Тихоходный вал
,
Так как на валу установлена шпонка, то расчетный диаметр увеличивается на 5%.
Действительный диаметр выходного конца вала: 
– принимаем 
;
диаметр под подшипник 
;
диаметр вала в месте посадки колеса 
;
диаметр буртика 
.
Рис. 8. Тихоходный вал.
Содержание:
|
Техническое задание |
|
|
Введение |
|
|
1. Расчет кинематических схем |
|
|
2. Выбор кинематической схемы |
|
|
3. Кинематический расчет |
|
|
4. Расчет зубчатых колес редуктора |
|
|
4.1. Выбор материала для зубчатых колес |
|
|
4.2. Расчет допускаемых контактных напряжений [sH] |
|
|
4.3. Расчет допускаемых напряжений изгиба [sF] |
|
|
4.4. Расчет геометрических параметров |
|
|
5. Проектный расчет валов |
|
|
Список используемой литературы |
|
Список используемой литературы:
1. Иванов М. Н. Детали машин: Учебник для вузов. Изд. 3-е, доп. и перераб. – М., «Высш. школа», 1976. – 399 с.
2. Проектирование механических передач: Учебно-спарвочное пособие
Уважаемый посетитель!
Чтобы распечатать файл, скачайте его (в формате Word).
Ссылка на скачивание - внизу страницы.
