- •Нижегородский государственный технический университет институт промышленных технологий машиностроения Кафедра «теоретическая и прикладная механика»
- •Код задания: дм-03.01-00.15.01
- •1 Техническое предложение
- •1.1 Введение
- •1.2 Энергетический и кинематический расчеты привода
- •1.3 Проектировочный расчет зубчатых передач редуктора
- •1.3.1 Материал и термообработка зубчатых колес
- •1.3.2 Режим работы передачи и число циклов перемены напряжений
- •1.3.3 Допускаемые контактные напряжения на сопротивление
- •1.3.4 Коэффициенты расчетной нагрузки при расчете по контактным
- •1.3.5 Расчет цилиндрической тихоходной передачи
- •1.3.6 Расчет цилиндрической быстроходной передачи
- •1.4 Предварительный расчет диаметров валов
- •1.5 Расчет цепной передачи
- •1.6 Подбор муфты
- •2 Эскизный проект
- •2.1 Основные параметры привода
- •2.2 Проверочный расчет зубчатых передач редуктора
- •2.2.1 Проверка выбора механических характеристик материала
- •2.2.2 Допускаемые напряжения
- •2.2.3 Коэффициенты расчетной нагрузки kakvkk
- •2.2.4 Контактные напряжения н и Нmax
- •2.2.5 Напряжения изгиба f и Fmax
- •2.3 Конструкция зубчатых колес
- •2.4 Конструктивные элементы редуктора
- •2.5 Смазка зацеплений и подшипников
- •2.6 Усилия в передачах
- •2.7 Проверочный расчет валов на изгиб и кручение
- •2.8 Подбор подшипников качения
- •2.9 Расчет шпоночных соединений.
- •3 Технический проект
- •3.1 Проверка опасного сечения тихоходного вала
- •3.2 Расчет болтов крепления редуктора к раме.
- •4. Список использованных источников
- •Содержание
2.2.4 Контактные напряжения н и Нmax
2.2.4.1 Коэффициенты Z для цилиндрической ступени в формуле [3, c.5] :
Н = ZEZHZ FtKH (u +1) / (bWd1u) НР (2.2) _
а) Коэффициент механических свойств материалов z1 и z2 (сталь)
ZE = 190 МПа1/2 ;
б) Коэффициент формы сопряженных поверхностей зубьев
ZH = (2 cosb / tgtW)1/2 / cost ,
где t = arctg (tg200 / cos) – делительный угол профиля в торцовом сечении ; при х1 + х2 = 0 угол зацепления tW = t ; b = arcsin (sincos200) - основной угол наклона зубьев;
в) Коэффициент суммарной длины контактных линий
Z = (1 / )1/ 2,
где [1,88 – 3,2 (1/ z1 + 1/ z2)]cos - коэффициент торцового перекрытия при х1 + х2 = 0;
= [1,88 – 3,2 (1/ 23 + 1/ 114)] cos11,8826370= 1,68;
Z = (1 / 1,68)1/ 2 = 0,77.
Произведение коэффициентов Z = ZEZHZ = 1902,450,77 = 358,4 2.2.4.2 Контактные напряжения цилиндрической тихоходной передачи
t = arctg (tg200 / cos11,8826370)=20,40
b = arcsin (sin11,8826370cos200)= 11,1560
ZH = (2 cos11,1560 / tg20,4)1/2 / cos20,40 = 2,45;
= [1,88 – 3,2 (1/ 23 + 1/ 114)] cos11,8826370= 1,68;
Z = (1 / 1,68)1/ 2 = 0,77.
Произведение коэффициентов Z = ZEZHZ = 1902,450,77 = 358,4
Н = 358,4 41801,67 (4,96 + 1) / (4546,994,96) = 714 МПа,
что меньше НР = 800 МПа – условие прочности выполняется.
2.2.4.3 Контактные напряжения цилиндрической быстроходной передачи:
t = arctg (tg200 / cos16,478030)=20,7850
b = arcsin (sin16,478030cos200)= 15,4560
ZH = (2 cos15,4560 / tg20,785)1/2 / cos20,7850 =2,41 ;
= [1,88 – 3,2 (1/ 25 + 1/ 154)] cos16,478030= 1,66;
Z = (1 / 1,66)1/ 2 = 0,78.
Произведение коэффициентов Z = ZEZHZ = 1902,410,78 = 357,162
Н = 357,162 8131,73 (6,16 + 1) / (2239,16,16) = 492МПа,
что меньше НР = 606 МПа – условие прочности выполняется.
2.2.5 Напряжения изгиба f и Fmax
2.2.5.1 Цилиндрическая быстроходная передача [3,с.7]:
F = FtKFYFSYY / (bwmn) FP, (2.7)
где YFS = 3,47 + 13,2 / zv – 27,9x / zv + 0,092 x2 – (2.6)
коэффициент формы зуба [3,c.8];
YFS – по формуле (2.6) в зависимости от эквивалентного числа зубьев
zv = z / cos3 ( zv1 = 28, zv2 = 175) при x = 0; YFS1 = 3,94; YFS2 = 3,55;
Y=1– 0 / 120 0,7 – коэффициент наклона зубьев [3,c.8]
где = bwsin / m = 1,32 – коэффициент осевого перекрытия;
Y = 1 – 1,3216,48703 / 120 = 0,82 0,7;
Y = 1/ = 1 / 1,66 = 0,6 – коэффициент перекрытия зубьев.
Критерий расчета на изгиб: FP1 / YFS1= 324 / 3,94 = 82,23;
FP2 / YFS2 = 324 / 3,55 = 91,27 – расчет следует вести по зубу шестерни Z1.
По формуле (2.6) F1= 8132,843,940,820,6 / (251,5) = 119 МПа, что
меньше FP=324 МПа – условие изгибной выносливости зубьев выполняется.
2.2.5.2 Цилиндрическая тихоходная передача [3, c.7] :
F = FtKFYFSYY / (bwmn) FP, (2.7) где YFS – по формуле (2.6) в зависимости от эквивалентного числа зубьев zv = z / cos3 ( zv1 = 26, zv2 = 121) при x = 0; YFS1 = 3,98; YFS2 = 3,58;
Y=1– 0 / 120 0,7 – коэффициент наклона зубьев [3,c.8]
где = bwsin / m = 1,48 – коэффициент осевого перекрытия;
Y = 1 – 1,4811,8826370 / 120 = 0,85 0,7;
Y = 1/ = 1 / 1,68 = 0,6 – коэффициент перекрытия зубьев.
Критерий расчета на изгиб: FP1 / YFS1= 324 / 3,98 = 81,4;
FP2 / YFS2 = 324 / 3,58 = 90,5 – расчет следует вести по зубу шестерни Z1.
По формуле (2.6) F1= 41802,653,980,850,6 / (502) = 225 МПа, что
меньше FP=324 МПа – условие изгибной выносливости зубьев выполняется.
2.2.5.3 Максимальные изгибные напряжения при кратковременной перегрузке [3,c. 8]: Fmax = F (Tmax/ T) FPmax,
где для цилиндрической быстроходной передачи Fmax1= 1192,2 =
261,8 МПа 1810 МПа;
для цилиндрической тихоходной передачи Fmax1= 2252,2 =
495МПа 1810 МПа.
Условие прочности выполняется.
2.2.6 Проверка выполнения конструктивных ограничений передач [3,c.18]
2.2.7.1 По условию прочности и жесткости валов [3,c.18, 19]:
Б.ст.(цилиндрическая) Т.ст.(цилиндрическая)
df1 1,25 dБ df1 1,25 dП
35,35 1,2520 = 25 мм 41,99 1,25 32 = 40 мм
Условия выполняются.
2.2.7.2 По условию размещения подшипников и стяжных болтов в пределах aw [3,c.19] в соответствии с рисунком 2.1. Диаметр болтов крепления
крышки и корпуса d' = 1,25 TT1/3 10 мм; d' = 1,25469,761/3= 9,7 мм. Принимаем d = 10 мм. Диаметр отверстия в крышке под болт [3,c.19]: d0=11 мм. Предварительно принимая на валах радиально – упорные подшипники легкой узкой серии по ГОСТ 27365–87, будем иметь: вал d, мм; типоразмер ПК DП, мм Промежуточный 25 7205А 52 Тихоходный 45 7209А 85, где DП – наружный диаметр подшипника Условие компоновки [3,c.19, (7.9)]: S = = 0,5(aw– d0) – 0,25(DП1+DП2) 3...5 мм; S = 0,5(140 – 11) – 0,25(52 + 85) = 30,25 3...5 мм – условие компоновки в пределах aw выполняется. |
|
Рисунок 2.1 |
Диаметр болтов крепления крышки и корпуса d' = 1,25 TT1/3 10 мм; d' = 1,259281/3= 12,2 мм.Принимаем d = 12 мм.Диаметр отверстия в крышке под болт [3,c.19]: d0=14 мм.Предвари- тельно принимая на валах радиально – упорные подшипники легкой узкой серии по ГОСТ 27365–87, будем иметь: Вал d, мм типоразмер ПК DП, мм промежуточ. 35 7207А 72 тихоходный 55 7211А 100 где DП –наружный диаметр подшинника |