- •Содержание
- •8.3 Определение расчетных контактных и изгибных
- •13. Конструирование зубчатых колес 40
- •З адание
- •1 Расчет рабочего органа машины
- •1.1 Расчет диаметра грузового каната
- •1.2 Определение диаметра и длины барабана
- •1.3 Определение крутящего момента и частоты вращения барабана
- •2 Выбор электродвигателя
- •2.1 Определение потребляемой мощности для подъема груза
- •2.2 Определение диапазона частот вращения вала электродвигателя
- •2.3 Выбор электродвигателя
- •3 Определение передаточного числа привода и передаточного числа редуктора
- •4.2 Назначение термообработки и допускаемых контактных напряжений
- •5. Анализ полученных данных и выбор оптимальной компоновки редуктора
- •6 Определение вращающих моментов и частот вращения валов для оптимального варианта
- •6.1 Определение вращающих моментов.
- •6.2 Определение частот вращения валов.
- •7 Геометрический расчет зубчатых передач
- •8 Проверочный расчет зубчатой передачи тихоходной и быстроходной ступеней
- •8.1 Назначение материала и термообработки.
- •8.3 Определение расчетных контактных и изгибных напряжений, допускаемых контактных и изгибных напряжений для косозубой тихоходной ступени.
- •9 Разработка эскизного проекта редуктора
- •9.1 Определение диаметров валов
- •9.2 Определение расстояний между деталями
- •9.3 Выбор типа подшипников
- •10 Расчет промежуточного вала на усталостную прочность
- •10.1 Определение усилий, действующих на вал
- •10.2 Расчетная схема для промежуточного вала
- •10.3 Определение реакций и построение эпюр изгибающих моментов в вертикальной плоскости
- •10.4 Расчетная схема сил нагружения вала в горизонтальной плоскости, определение реакций в опорах
- •10.5 Определение суммарного изгибающего момента в опасных сечениях
- •10.6 Определение суммарных реакций в опорах а и d
- •10.7 Решение вопроса о необходимости установки шпонок под шестерни
- •10.8 Определение фактического запаса усталостной прочности вала в сечении с и в
- •11 Проверка долговечности подшипников качения опор
- •12 Проверочный расчет шпоночных соединений
- •13. Конструирование зубчатых колес
- •14 Эскизы стандартных изделий
- •15 Описание сборки узла промежуточного вала
- •16 Смазывание зубчатой передачи
- •Список литературы
6.2 Определение частот вращения валов.
Частота вращения быстроходного вала
об/мин,
Частота вращения промежуточного вала
об/мин, (18)
Частота вращения тихоходного вала
об/мин.
7 Геометрический расчет зубчатых передач
В соответствии с ГОСТ 13755-81 примем для зубчатых передач угол зацепления = 20, коэффициентом головки (ножки) зуба , коэффициент радиального зазора с* = 0,25.
Суммарный коэффициент смещение определяется по формуле
х = х1 + х2 = х, (19)
где х1 - коэффициент смещения шестерни,
х2- коэффициент смещения колеса.
Быстроходная прямозубая ступень
В исходном варианте редуктора дан суммарный коэффициент смещения быстроходной ступени хΣ=0,341, для простоты расчетов примем х1=0,1705, х2=0,1705.
Угол зацепления по формуле
(20)
отсюда
Диаметры делительных окружностей
(21)
Диаметры вершин
(22)
Диаметры впадин
мм; (23)
мм;
Диаметры начальных окружностей
(24)
Тихоходная косозубая ступень
На косозубой ступени коэффициенты смещения отсутствуют,
поэтому угол зацепления
Диаметры делительных окружностей
(25)
Д иаметры вершин
(26)
Диаметры впадин
(27)
Диаметры начальных окружностей
(28)
8 Проверочный расчет зубчатой передачи тихоходной и быстроходной ступеней
8.1 Назначение материала и термообработки.
Практикой эксплуатации установлении, что допускаемая нагрузка при контактной прочности зубьев определяется в основном твердостью материала. Высокую твердость в сочетании с другими характеристиками, а также малые габариты и массу передачи можно получить, используя стали для изготовления зубчатых колес с последующей их термообработкой.
Для шестерни и колеса быстроходной ступени выберем сталь 35ХМ с твердостью 43 HRC. Для шестерни и колеса тихоходной ступени выберем сталь 40ХН твердостью 36 HRC. Все зубчатые колеса подвергаются термообработке – объемной закалке [3, табл. 8.8].
8.2 Определение расчетных контактных и изгибных напряжений, допускаемых контактных и изгибных напряжений для быстроходной ступени.
Расчетное контактное напряжение для прямозубых колес определяется по формуле:
. (29)
Определим окружную скорость колеса
м/с. (30)
Степень точности изготовления передачи примем равной 8.
Обобщающий параметр ширины шестерни относительно диаметра
. (31)
Для редуктора с несимметричным расположение колес относительно опор и заданной твердостью ψbd должно быть из диапазона 0,65..0,8 [3,табл. 8.4], следовательно, необходимо скорректировать ширину шестерни.
мм.
Коэффициент КН определяется по формуле
, (32)
где - коэффициент концентрации нагрузки, примем (при =0,66)согласно [3,рис.8.15]
- динамический коэффициент, примем согласно [3,табл. 8.3].
Подставляя значения, получим
.
Епр - приведенный модуль упругости, для стальных колес Епр=2,1.105МПа.
МПа.
Определим допускаемое контактное напряжение
, (33)
где МПа,
- коэффициент безопасности, для однородной структуры [3,табл.8.9],
- коэффициент долговечности шестерни определяется формулой
, (34)
где - базовое число циклов нагружения согласно [3,табл.8.7,рис.8.40],
- циклическая долговечность, определяется по формуле
, (35)
где - длительность работы (ресурс), час;
- Коэффициент эквивалентности, [3,табл.8.10];
;
;
;
Примем
;
В ычислим допускаемые контактные напряжения
МПа;
МПа.
Предельное значение находится как меньшее из двух
МПа.
Сравнивая это значение с расчетным контактным напряжением видно что условие прочности выполняется, следовательно, быстроходная ступень является работоспособной в заданном режиме нагружения по контактным напряжениям.
О пределим расчетное напряжение изгиба по формуле
(36)
где - коэффициент расчетной нагрузки по изгибающим напряжениям, определяется по формуле
, (37)
где - коэффициент концентрации нагрузки, согласно [3,рис.8.15];
- динамический коэффициент, согласно [3,табл.8.3].
.
- окружное усилие, определяется по формуле
кН. (38)
- коэффициент формы зуба шестерни, , согласно [3,рис.8.20]
МПа,
МПа.
Определяем допускаемое контактное напряжение
(39)
Предельное напряжение изгиба для стали 40ХН равно МПа, согласно [3,табл.8.9].
- коэффициент безопасности , согласно [3,табл.8.9].
- коэффициент типа движения при нереверсивной нагрузке.
- коэффициент долговечности
, (40)
где m=9, для Н>350НВ, согласно [3,табл.8.10];
- базовое число циклов нагружения, для стали ;
- эквивалентное число циклов, определяется по формуле
, (41)
где согласно [3,табл.8.10].
;
;
;
,
т. к. коэффициент и не удовлетворяет условию , примем , .
МПа;
МПа.
Сравнивая эти значения с расчетными видим, что условие прочности выполняется. Быстроходная ступень является работоспособной по изгибным напряжениям в заданном режиме нагружения.