Общее передаточное число привода определяем по формуле:

где u - общее передаточное число привода;

n_эд - асинхронная частота вращения вала электродвигателя, об/мин;

об/мин;

n₂ - частота вращения выходного вала, об/мин.

Подставив численные значения в формулу получим:

Округляем до ближайшего стандартного 2,24 (второй ряд)

Расчет закрытой передачи

Основными условиями для выбора материалов и термообработки колес являются:

1) критерии работоспособности, условия нагружения и назначение машин. Наиболее типовым критерием работоспособности зубчатых колес является контактная прочность рабочих поверхностей зубьев. Допускаемые контактные напряжения в зубьях пропорциональны твердости материалов, а допускаемая нагрузка передач по контактной выносливости пропорциональна квадрату твердости. Износостойкость и противозадирные свойства возрастают с увеличением твердости поверхностей зубьев, поэтому целесообразно широкое использование зубчатых колес с высокой поверхностной твердостью зубьев;

2) условие равнопрочности зубьев шестерни и колеса. Для обеспечения одинаковой контактной выносливости зубьев шестерни и колеса рекомендуется назначать такое сочетание материалов колес, чтобы твердость поверхности зубьев шестерни превышала твердость зубьев колеса на 25…70 НВ; электродвигатель кинематический редуктор зубчатый

3) при твердости рабочих поверхностей зубьев обоих колес НВ 350 передачи являются плохо прирабатывающимися, при твердости НВ ? 350 хотя бы одного из колес возможна приработка зубьев. В связи с этим для колес с твердостью НВ 350 назначаются марки стали, подвергаемые закалке с нагревом ТВЧ, цементации, азотированию, а при НВ ? 350 - стали, подвергаемые улучшению, редко - нормализации;

4) технология изготовления зубчатых колес;

5) конструкция, размеры, точность зубчатых колес, методы обработки зубьев и виды термообработки 3.

Для колеса и шестерни выбираем материал - сталь 40ХН, вид термообработки - улучшение.

Твердость поверхности колеса 235…262 НВ, шестерни - 269…302НВ1.

Определение допускаемых напряжений

Допускаемое контактное напряжение рассчитывают для каждого зубчатого колеса передачи по формуле:

где _Н1,2 - допускаемое контактное напряжение, МПа;

_Нlim1,2 - предел выносливости материала, МПа;

S_Н1,2 - коэффициент безопасности;

Z_N1,2 - коэффициент долговечности 1.

Предел выносливости _Нlim1,2 назначаем по эмпирическим зависимостям в зависимости от вида термообработки:

где - среднее значение твердости материала.

Подставив численные значения в формулу получим:

Коэффициент безопасности назначаем в зависимости от вида термообработки (в данной работе - улучшение) и принимаем S_Н1,2 = 1,1 1.

Коэффициент долговечности Z_N1,2 определяем по формуле:

где N_HG1,2 - базовое число циклов;

N_НЕ1,2 - эквивалентное число циклов до разрушения при расчетном контактном напряжении (при переменных режимах нагрузки) 5.

Эквивалентное число циклов определяем по формуле:

где _Н - коэффициент эквивалентности;

N_Н1,2 - циклическая долговечность.

Коэффициент эквивалентности определяем в зависимости от режима работы 2 и вида термообработке по таблице, приведенной в 1: _Н = 0,25.

Циклическую долговечность определяем по формуле:

где с - число зацеплений зуба за один оборот (для этого редуктора с = 1);

n_1,2 - частота вращения того зубчатого колеса, по материалу которого определяют допускаемые напряжения, об/мин;

t - время работы передачи (ресурс), ч; t = L_h 1.

Подставив численные значения в формулу получим:

Полученные данные подставляем в формулу :

Базовое число циклов N_HG перемены напряжений рассчитывают по следующим эмпирическим зависимостям:

Подставив численные значения в формулу получим:

Полученные данные подставляем в формулу и определяем коэффициент долговечности Z_N1,2:

принимаем Z_N1 = 1;

принимаем Z_N2 = 1;

По вычисленным данным определяем допускаемое контактное напряжение по формуле:

Из двух значений рассчитанного допускаемого контактного напряжения в дальнейшем за расчетное принимаем:

где _Нmin - меньшее из значений _Н1 и _Н2 1.

Допускаемые напряжения изгиба _F1,2 вычисляются по формуле:

где _Flim - предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба, МПа;

S_F - коэффициент безопасности;

Y_А - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки;

Y_N - коэффициент долговечности 1.

Коэффициент безопасности принимаем S_F = 1,1, при односторонней нагрузке Y_А = 1 1.

Коэффициент долговечности Y_N определяем по формуле (при НВ ? 350):

где N_FG - базовое число циклов;

N_FE - эквивалентное число циклов.

Для всех сталей рекомендуют принимать N_FG = 410⁶ 5.

При переменных режимах нагрузки N_FE определяют по формуле:

Коэффициент эквивалентности принимаем по таблице, приведенной в 1: _F = 0,06 1.

Подставив численные значения в формулу получим:

По полученным данным определяем коэффициент долговечности Y_N по формуле :

.

Предел выносливости _Flim1,2 назначаем по эмпирическим зависимостям в зависимости от вида термообработки:

где - среднее значение твердости материала 1.

По полученным данным определяем допускаемые напряжения изгиба по формуле :

Проектный расчет зубчатой передачи

При проектном расчете, прежде всего, определяют межосевое расстояние а_w, мм. Для прямозубой передачи расчет производят по следующей формуле:

где u - передаточное число;

Т₂ - вращающий момент на колесе передачи, Нмм;

К_Н - коэффициент неравномерности нагрузки по длине контакта;

Е_пр - приведенный модуль упругости, МПа;

_Н - допускаемое контактное напряжение, МПа;

_ba - относительная ширина колес 1.

Так как в данной работе передача внешнего зацепления, то в формуле принимаем знак +.

Коэффициент неравномерности нагрузки по длине контакта К_Н выбирают в соответствии с расположением колес относительно опор и твердостью рабочих поверхностей зубьев колес по графику, приведенному в 1:К_Н = 1,05.

Приведенный модуль упругости принимаем Е_пр = 2,1 10⁵ МПа 1.

В соответствии со схемой расположения колес относительно опор и выбранной твердостью поверхностей зубьев назначаем относительную ширину колес по таблице, приведенной в 1: _ba = 0,4.

Подставив численные значения в формулу получим:

Вычисленное межосевое расстояние округляем в большую сторону до стандартного значения: а_w = 300 мм 2.

Геометрический расчет закрытой передачи

Модуль зацепления определяем из соотношения (при НВ ? 350):

Принимаем m=4

Суммарное число зубьев шестерни и колеса определяем по формуле:

Число зубьев шестерни:

Число зубьев колеса:

Фактическое значение передаточного числа передачи определяем по формуле:

Погрешность значения фактического передаточного числа от номинального значения:

Определяем основные геометрические размеры шестерни и колеса

Определяем делительные диаметры

Шестерни: d₁ = z₁ x m = 46 x 4 = 184 мм

Колеса: d₂ = z₂ x m = 104 x 4 = 416 мм

Определяем диаметры вершин зубьев

Шестерни: d_а1 = d₁ + 2 x m = 174 + 2 x 4 = 192 мм

Колеса: d_а2 = d₂ + 2 x m = 416 + 2 x 4 = 424 мм

Определяем диаметры впадин

Для прямозубых цилиндрических передач:

Шестерня: d_f1 = d₁ - 2,5 x m = 184- 2,5 x 4 = 174мм

Колесо: d_f2 = d₂ - 2,5 x m = 416 - 2,5 x 4 = 406 мм

Определяем высоту зуба

h = 2,25 x m = 2,25 x 4= 9,0 мм

Определяем ширину венца шестерни и колеса

Рабочая ширина венца b₂ = 0,4 x 300 =120 мм

b₁ = (2…5) + b₂ = 124 мм.

Проверяем величину межосевого расстояния

a_w = 0,5 (d₁ + d₂) = 0,5 (184+ 416) =300 мм

Проверочный расчет закрытой передачи

Проверка контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев колес. Расчетом должна быть проверена справедливость соблюдения неравенства:

Т₁ - вращающий момент на шестерне, Н мм;

К_Н - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контакта;

К_НV - коэффициент внутренней динамической нагрузки;

Е_ПР - приведенный модуль упругости, МПа;

u_Ф - фактическое передаточное число 2,26;

d_W - начальный диаметр колеса,416 мм;

b_W - рабочая ширина зубчатого венца колеса, 120 мм;

a_W - фактическое межосевое расстояние, мм 1.

Величину вращающего момента Т₁ на шестерне определяем по формуле:

где - КПД передачи, принимаем = 0,96 1.

Коэффициент неравномерности нагрузки по длине контакта К_Н выбирают в соответствии с расположением колес относительно опор и твердостью рабочих поверхностей зубьев колес по графику, приведенному в 1: К_Н = 1,1.

Для определения коэффициента внутренней динамической нагрузки К_НV необходимо рассчитать окружную скорость в зацеплении V, м/с:

В зависимости от значения V по таблице, приведенной в 1, назначаем степень точности передачи - 8. Затем определяем коэффициент внутренней динамической нагрузки К_НV = 1,1.

Подставив численные значения в формулу (1.31) получим:

Допускаемое контактное напряжение , т. е. неравенство соблюдается: _Н< _Н.

Проверка прочности зубьев по напряжениям изгиба

Проверяют справедливость соотношения расчетных напряжений изгиба _F и допускаемых напряжений _F :

F_t - окружное усилие в зацеплении колес, Н;

К_F - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контакта;

К_FV - коэффициент внутренней динамической нагрузки;

Y_F1,2 - коэффициент формы зуба 1.

Окружное усилие в зацеплении колес F_t определяем по формуле:

Коэффициент неравномерности нагрузки по длине контакта К_F выбирают в соответствии с расположением колес относительно опор и твердостью рабочих поверхностей зубьев колес по графику, приведенному в 1: К_F = 1,05.

В зависимости от значения окружной скорости V по таблице, приведенной в 1, назначаем степень точности передачи - 8. Затем определяем коэффициент внутренней динамической нагрузки К_FV = 1,1.

Y_F1,2 - коэффициент формы зуба определяем по графику 8.20 [2]

Y_F1=4,14;

Y_F2=3,72.

Подставив численные значения в формулу найдем значения расчетных напряжений изгиба _F:

Допускаемые напряжения изгиба: _F1 = 188 МПа; _F2 = 143 МПа, неравенство соблюдается.

Расчёт шестерни открытой передачи

Прямозубые конические колёса, у которых оси валов пересекаются под углом =90 называются ортогональными передачами.

Определение модуля открытой передачи

- коэффициент ширины зубчатого венца колеса относительно модуля, =13

- коэффициент формы зуба

- коэффициент концентрации нагрузки по длине зуба. Назначаем по [1, c 136] = 1,2

Принимаем m_m = 4 мм

Согласно скорости по таблице 2.5[2] степень точности изготовления шестерни Nст=8

Определение основных геометрических размеров шестерни

Делительный диаметр в среднем сечении зуба шестерни рассчитывается по формуле:

Ширина венца

По принятому передаточному числу uотк =2 находим угол при вершине делительного конуса

Cреднее конусное расстояние:

Внешнее конусное расстояние рассчитывается по формуле:

Модуль зацепления на внешнем торце

Внешний делительный диаметр шестерни рассчитывается по формуле

Окружное усилие в открытом зацеплении рассчитывают по формуле:

- коэффициент внутренней динамической нагрузки.

Назначаем =1,29,

Таким образом,

Проверка по напряжениям изгиба: выполняется бF3 < [бF3]

184,44 МПа < 243.735 МПа

Проектный расчет валов и подбор подшипников

Вал представляет собой ступенчатое цилиндрическое тело, количество и размеры ступеней которого зависят от количества и размеров установленных на вал деталей 1.

Рис - Эскизы валов

Значения высоты t заплечика (буртика) и f величины фаски ступицы колеса и координаты фаски r_max подшипника определяют в зависимости от диаметра ступени d по следующей таблице:

Таблица - Значение высоты t заплечика, f фаски и координаты фаски r_max

Тихоходный вал. Диаметры различных участков вала редуктора определяют по формулам:

- диаметр d₁ концевого участка вала:

где Т - крутящий момент, Н м;

_К - допускаемое напряжение на кручение, Н/мм² 1.

Расчет валов редуктора выполняют только по напряжениям кручения, то есть при этом не учитывают напряжений изгиба, концентрации напряжений и переменность напряжений во времени.

Для компенсации этого значения допускаемых напряжений на кручение выбирают заниженными в пределах _К = 10…15 Н/мм².

В работе для тихоходного вала выбираем _К = 15 Н/мм².

Полученное значение по ряду нормальных линейных размеров округляем до d₁ = 52 мм.

Длину ступени вала определяем по формуле:

Подставив численные значения в формулу получим:

- диаметр d₂ под уплотнение крышки с отверстием и подшипник:

где t - высота буртика, мм 1.

Высоту буртика выбираем в зависимости от диаметра ступени d₁: t=4,5мм.

Подставляем численные значения в формулу:

Длина ступени вала:

- диаметр d₃ под колесо:

где r - радиус скругления, мм 1.

Радиус скругления выбираем в зависимости от диаметра ступени d₂:r=3,5 мм

Принимаем 76 мм

Длина ступени вала l₃ определяется графически на эскизной компоновке1.

- диаметр под подшипник d₄ = d₂ =60мм.

Длина ступени вала l₄ равна ширине подшипника В 1.

Быстроходный вал. Диаметры ступеней вала - шестерни определяем по формулам:

- диаметр d₁ выходного конца вала, соединенного с двигателем через муфту, находим по формуле:

где d₁ - диаметр выходного конца вала ротора двигателя, мм.

Диаметр выходного конца вала ротора двигателя:

Полученное значение по ряду нормальных линейных размеров округляем до d₁ = 70 мм.

Полученный размер соответствует диаметру выбранного электродвигателя

Длину ступени вала определяем по формуле :

- диаметр d₂ под уплотнение крышки с отверстием и подшипник находим по формуле.

Высоту буртика выбираем в зависимости от диаметра ступени d₁: t=4,5мм. Подставляем численные значения в формулу :

Полученное значение округляем до ближайшего стандартного диаметра внутреннего кольца подшипника d₂ = 80 мм 2.

Длина ступени вала:

- диаметр d₃ под шестерню находим по формуле .

Радиус скругления выбираем в зависимости от диаметра ступени d₂: r=3,5мм 1.

Полученное значение по ряду нормальных линейных размеров округляем до d₃ = 92 мм. Длина ступени вала l₃ определяется графически на эскизной компоновке1.

- диаметр под подшипник d₄ = d₂ = 80мм.

Длина ступени вала l₄ равна ширине подшипника В 1.

Список литературы

1. «Методические указания к выполнению расчетной части курсового проекта по прикладной механике» УГАТУ.

2. Иванов М.Н. Детали машин. Высшая школа, 2000 г.

3. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. Детали машин. Курсовое проектирование. Высшая школа, 1984 г.

4. Анурьев В.И. Справочник конструктора машиностроителя. М.,2001 г. Т.I, II, III.

5. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов «Конструирование узлов и деталей

машин». Высшая школа.2004

Размещено на Allbest.ru