- •Введение
- •1.1. Определение мощности и выбор электродвигателя
- •1.2. Определение передаточного отношения передач
- •1.3. Мощность, частота вращения и крутящий момент
- •1.4. Проектировочный расчёт валов,
- •1.4.1. Проектировочный расчёт валов
- •1.4.2. Определение диаметральных размеров ступенчатых валов
- •1.4.3. Предварительный выбор подшипников качения
- •1.5. Определение межосевых расстояний
- •1.6. Определение геометрических параметров
- •Максимальные рекомендуемые значения коэффициента bdmax
- •Значения коэффициента m
- •2. Компоновка редуктора
- •3. Проверочный расчёт валови подшипников
- •3.1. Определение реакций опор
- •3.2. Проверочный расчёт валов
- •Значение эффективных коэффициентов концентрацииК
- •Значения KdиKd
- •ЗначенияК/Kdи к/Kd соединений с натягом
- •Значения kfиKf
- •3.3. Определение ресурса подшипников
- •4. Расчёт зубчатых передач
- •4.1. Определение расчётного контактного напряжения
- •Значение коэффициентаКhпрямозубых (п) и косозубых (к) колёс
- •4.2. Выбор материала зубчатых колёс и вида упрочнения
- •4.3. Проверочный расчёт зубчатой передачи
- •Значение коэффициента кf
- •Техническое задание
- •Эксплуатационные параметры
- •С одержание
- •Введение
4.2. Выбор материала зубчатых колёс и вида упрочнения
Значения предела контактной выносливости зубьев [Hlim] быстроходной и тихоходной пар определим по формуле
[Hlim] H[sH], (2.7)
где [sH] - нормативный коэффициент запаса контактной прочности. Примем [sH] = 1,2 .
Тогда по формуле (2.7)
[Hlim]т1025*1,2=1230 МПа,
[Hlim]б831*1,2=997 МПа.
В качестве термической обработки зубьев тихоходной зубчатой передачи выберем Улучшение и закалка ТВЧ по контуру зуба (m3). В качестве материала возьмем сталь 40Х
Hlimт=54*17+200= 1118 МПа.
В качестве термической обработки зубьев быстроходной зубчатой передачивыберем Улучшение и закалка ТВЧ по контуру зуба (m<3). В качестве материала возьмем сталь 40Х.
Hlimб =45*17*+200 = 785 МПа.
4.3. Проверочный расчёт зубчатой передачи
ПО КРИТЕРИЮ УСТАЛОСТНОЙ ПРОЧНОСТИ ЗУБЬЕВ
Проверочный расчёт зубьев косозубых передач выполняется по критерию изгибной усталостной прочности зубьев:
F= 2ТYFS(КFYY)/ (mdb) [F], (23)
гдеТ– момент, передаваемый данным зубчатым колесом;
YFS– коэффициент формы зуба (рис. 11); назначается по эквивалентному числу зубьев данного зубчатого колеса
zv= z/ cos3 ;
КF= КАКF КF КF.– коэффициент расчётной нагрузки; (24)
Коэффициент КFучитывает влияние динамических перегрузок, возникающих из-за неточности зубчатых колёс (таблица 21).
Коэффициент КFучитывает влияние неравномерности распределения напряжений по ширине зубчатого венца. Подобно коэффициенту КНкоэффициент КFзависит от схемы расположения зубчатых колёс редуктора. Значение этого коэффициента можно определить по формуле:
КF= 0,18 + 0,82 К0Н.
Для предотвращения поломки зубьев из-за неравномерного распределения нагрузки по длине зуба применяют колёса со срезанными углами зубьев. Срез с обеих сторон зуба выполняется в форме фаски высотой (0,5 … 0,6)mи с углом ф = 45 при твёрдости зуба до 350 НВ или ф = 15 … 20 при твёрдости свыше 350 НВ.
Коэффициент КF. учитывает влияние погрешностей изготовления зубчатой пары на распределение нагрузки между зубьями. Принимается, что КF.= К0Н. Таким образом, значения КFиКF. определяют без учёта приработки зубьев.
Таблица 21
Значение коэффициента кf
Степень точности по ГОСТ 1643-81 |
Твёрдость зубьев колеса |
Значение КFпри , м/с |
||||
1 |
3 |
5 |
8 |
10 |
||
Цилиндрических – 6 Конических прямозубых – 5
|
350 НВ |
1,02 1,01 |
1,06 1,03 |
1,10 1,06 |
1,16 1,06 |
1,20 1,08 |
350 НВ |
1,06 1,03 |
1,18 1,09 |
1,32 1,13 |
1,50 1,20 |
1,64 1,26 |
|
Цилиндрических – 7 Конических прямозубых – 6
|
350 НВ |
1,02 1,01 |
1,06 1,03 |
1,12 1,05 |
1,19 1,08 |
1,25 1,10 |
350 НВ |
1,08 1,03 |
1,24 1,09 |
1,40 1,16 |
1,64 1,25 |
1,80 1,32 |
|
Цилиндрических – 8 Конических прямозубых – 7
|
350 НВ |
1,03 1,01 |
1,09 1,03 |
1,15 1,06 |
1,24 1,09 |
1,30 1,12 |
350 НВ |
1,10 1,04 |
1,30 1,12 |
1,48 1,19 |
1,77 1,30 |
1,96 1,38 |
|
Цилиндрических – 9 Конических прямозубых – 8
|
350 НВ |
1,03 1,01 |
1,09 1,03 |
1,17 1,07 |
1,28 1,11 |
1,35 1,14 |
350 НВ |
1,11 1,04 |
1,33 1,12 |
1,56 1,22 |
1,90 1,36 |
- 1,45 |
Примечание. В числителе приведены значения для прямозубых, а в знаменателе – для цилиндрических косозубых и для конических передач с круговыми зубьями.
К оэффициентY учитывает влияние наклона зубьев и определяется по формуле:
Y= 1 – 0,7. ,
где =b sin/*m cos
КоэффициентY учитывает влияние перекрытия зубьев. В предварительных расчётах прямозубых передач принимается Y= 1. Для косозубых передач при 1 значение
Y= 1/.
Допускаемое напряжение при расчёте зубьев на усталость;
[F] = F limYF YN /[sF], (25)
здесьFlim– предел выносливости зубьев;
[sF] – нормативный коэффициент запаса усталостной прочности зубьев (таблица 20).
Коэффициент долговечностиYN = (NGF /NF)1/m
учитывает режим работы; принимается для всех сталейNF= 4 106 ;при Н 350НВзначение m= 6 и YN 4, а при Н 350НВ значениеm= 9 и YN 2,6.
YN =1/(4*10^6)1/9=1
Комплексный коэффициент
YF =YTYzYgYdYA, (26)
где Yz– коэффициент способа получения заготовки зубчатого колеса; для поковок и штамповок Yz= 1; для проката Yz= 0,9; для литых Yz= 0,8;
YA – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложениянагрузки; принимается YA = 1при одностороннем приложении нагрузки и YA = 0,7 ... 0,8при реверсивной нагрузке (большие значения при твёрдости более 350 НВ).Вкурсовом проекте принимаемYF = YzYA, остальные коэффициенты в (26) считаем равными единице.
Для тихоходной передачи:
1)YF = 0,675,
2)Yт=1,589
3) т=1,1
4)Yт=0,74,
5)YFSт=4,3,
6)КFт=0,18+0,82*1,13=1,107,
7)zvт =19,
8)КFт=1,5*1,01*1,107*1,45=2,43,
9)Flimт=900МПа,
10)Fт= 2*165,3*4,3*(2,43*0,74*1)*10^3/3*45*54=211МПа
11)[F]т =900*0,675*1/1,7=357,3>211
Условие выполняется.
Для быстроходной передачи:
1)YF = 0,675,
2) Yб=1
3) =1,575
4) Yб=0,755,
5) YFSб=4,3,
6) КFб=1,18,
7) zv б=11,
8) КFб=1,25*1,02*1,118*1,3=1,85,
9)Flimб=550МПа
10)Fб= 2*33,7*4,3*(1,85*0,755*1)*10^3/2*25*38=223МПа
11)[F]б = 550*0,675*1/1,7=218,3223
Условие изгибной прочности выполняется, так как [F]б <Fб меньше чем на пять процентов.
ЗАКЛЮЧЕНИЕ
Для обеспечения требуемого крутящего момента и частоты вращения на выходном валу необходимо использовать асинхронный электродвигатель переменного тока 4А100S4
Для обеспечения ресурса тихоходной зубчатой передачи необходимо изготовить её из стали 40Х с твердостью зубьев 35 HRC и улучшение и закалку ТВЧ по контуру зуба в качестве термообработки.. Для обеспечения ресурса быстроходной зубчатой передачи её необходимо изготовить из стали 40Х с твердостью зубьев 35 HRC и использовать объёмную закалку(при спокойном характере нагрузки) в качестве термообработки.
На промежуточном валу следует установить подшипники ГОСТ 46306.
Для крепления крышек подшипниковых узлов следует использовать болты Болт М10 для тихоходной и быстроходной передач.
Для соединения выходной вал – муфта необходимо использовать шпоночное соединение.
ЛИТЕРАТУРА
1. Иванов М.Н., Финогенов В.А. Детали машин: Учебник для машиностроительных специальностей вузов – М.: Высш. шк. , 2005. – 408 с.
2. Жуков В.А. Детали машин и основы конструирования: Основы расчёта и проектирования соединений и передач: Учеб.пособие – СПб.: Изд-во Политехн. ун-та, 2011. – 417 с.
3. Детали машин. Справочные материалы по проектированию /Сост. Ю.Н. Макаров, В.И. Егоров, А.А. Ашейчик, Р.Д. Макарова – СПб.: Изд-во Гос. техн.ун-та, 1995. – 76 с. (находится в зале курсового проектирования кафедры МиДМ).