Параметры
|
Шестерня
|
Колесо
|
Делительный диаметр , мм65,88235,59
|
|
|
Диаметр окружности вершин зубьев , мм69,88239,29
|
|
|
Диаметр окружности впадин зубьев , мм60,88230,29
|
|
|
Ширина венца , мм4537,5
|
|
|
Проверочный расчет.
8. Проверка
пригодности заготовок зубчатых колес и выбор материала для их изготовления.
Диаметр заготовки
шестерни
мм = 69,88+6=75,88 мм.
Условие пригодности
заготовки шестерни .
- см. табл 1П.7 [1].
Для стали 45 при т.о. улучшение для твердости поверхности 269…302 НВ , что больше =75,88 мм.
Таким образом, для
изготовления шестерни принимаем сталь 45.
Выберем материал для
изготовления колеса. Для этого определим толщину заготовки диска колеса и
толщину заготовки обода
мм.
мм
Наибольшую из величин и сравниваем для той же
марки стали, что и для шестерни (т.е. 45) по табл. 1П.7 [1] при т.о.
улучшение для твердости поверхности 235…262 НВ с мм.
Условие 80
мм выполняется. Таким образом, для изготовления колеса также подходит сталь 45.
9. Определение
степени точности.
Окружная скорость шестерни и колеса в
полюсе зацепления одинакова и может быть определена по одной из двух формул
или
Тогда
По табл. 1П.15 [1]
исходя из м/с для косозубых
цилиндрических передач выбираем 9-ю степень точности, при которой допускается
окружная скорость зубчатых колес до 4 м/с.
10. Уточнение
допускаемого контактного напряжения при проверочном расчете на сопротивление
контактной усталости.
Принимаем коэффициент для 9-ой степени
точности. Коэффициент , т.к. .
МПа
МПа.
Принимаем =510,3 МПа.
11. Определение сил, действующих
в прямозубом зацеплении.
Окружная сила на делительном цилиндре
При этом для шестерни и
колеса
Радиальная
сила
Осевая сила
Н
12. Определение
коэффициента нагрузки .
При расчете на сопротивление
контактной усталости
.
Коэффициент =1,13 - для косозубых
передач.
По табл. 1П.17 [1]
коэффициент (зубья косые) при и .
По табл. 1П.18 [1]
коэффициент 3 (при m=2 и степенью точн. 9)
Тогда динамическая
добавка
Коэффициент
Окончательно
13. Проверочный расчет передачи
на сопротивление контактной усталости.
Для стальных зубчатых колес
коэффициент , учитывающий
механические свойства материалов сопряженных зубьев: .
Коэффициент , учитывающий форму
сопряженных поверхностей зубьев, в полюсе зацепления:
Коэффициент, учитывающий
суммарную длину контактных линий:
При , то
Расчетное значение
контактного напряжения
Сопротивление контактной
усталости обеспечивается, так как выполняется условие:
=388,8 МПа<[]=510.3 МПа.
14. Определение допускаемого
напряжения изгиба при расчете зубьев на сопротивление усталости при изгибе.
По табл. 1П.9 [1] для
термообработки улучшение предел выносливости при изгибе и коэффициент запаса :
МПа
МПа
Для шестерни и колеса
при и .
По табл. 1П.8 [1] для
номера типового нагружения 3 (средний нормальный) коэффициент : для шестерни и колеса при .
Для стальных зубчатых
колес базовое число циклов напряжений :
.
Эквивалентное число
циклов напряжений за расчетный срок
службы часов:
,-
число зацеплений за один оборот соответственно зуба шестерни и зуба колеса.
Определяем коэффициенты
долговечности и .
Для шестерни при принимаем
Для колеса при принимаем
Для шестерни и колеса
примем =1.
Тогда
допускаемое напряжение изгиба:
15. Определение
коэффициента нагрузки .
Коэффициент нагрузки при расчете зубьев
на сопротивление усталости при изгибе:
Коэффициент (см табл. 1П.16 [1]).
Коэффициент (см табл 1П.12 [1]).
Коэффициент , учитывающий влияние
вида зубчатой передачи:
для косозубой передачи.
По табл. 1П.18 [1]
коэффициент (при m=2 и степенью точн. 9)
Тогда динамическая
добавка
Коэффициент
Окончательно
16. Проверочный расчет зубьев на
сопротивление усталости при изгибе.
Коэффициент , учитывающий форму зуба
и концентрацию напряжений:
Примем
Тогда расчетное
напряжение изгиба :
МПа
МПа
Сопротивление усталости
при изгибе обеспечивается, так как выполняются условия:
17. Проверочный расчет передачи
на контактную прочность при действии пиковой нагрузки (при контактной
перегрузке).
На основании табл. 1П.9 [1] находим
максимальное контактное напряжение при перегрузке:
а) для шестерни (т.о. улучшение)
МПа;
б) для колеса (т.о.
улучшение)
Где см. табл. 1П.7 [1].
В качестве расчетной
принимаем наименьшую величину
Тогда
для рассчитываемой ступени:
18. Проверочный расчет передачи
на изгибе пиковой нагрузки (при кратковременной перегрузке)
Ранее мы получили МПа, .
Тогда для рассчитываемой
ступени:
2.2 Проектный и
проверочный расчет быстроходной ступени
. Выбор варианта
термообработки зубчатых колес.
При вращательном моменте
на валу колеса принимаем вариант
термообработки I (табл. 1П.6 [1]): т.о.
шестерни - улучшение, твердость поверхности 269…302 НВ; т.о. колеса -
улучшение, твердость поверхности 235…262 НВ; марки стали для шестерни и колеса:
45, 45Х, 40ХН и др.
2. Предварительное определение
допускаемого контактного напряжения при проектном расчете на сопротивление
контактной усталости.
Средняя твердость Н
зубьев:
Предел контактной
выносливости поверхности зубьев , соответствующий
базовому числу циклов напряжений (табл. 1П.9 [1]) для т.о. улучшение:
МПа
МПа
Расчетный коэффициент (табл. 1П.9 [1]) для
т.о. улучшение
Базовое
число циклов напряжений
Эквивалентное число
циклов напряжений за расчетный срок
службы передачи часов:
- число зацеплений за
один оборот соответственно зуба шестерни и зуба колеса
По табл. 1П.8 [1] для
среднего нормального режима нагружения
Определяем коэффициенты
долговечности и .
Так как , то
Так как , то
Предварительная величина
допускаемого контактного напряжения при расчете передачи на сопротивление
контактной усталости:
МПа
МПа
В качестве расчетного
допускаемого контактного напряжения при расчете прямозубой
передачи на контактную усталость принимается минимальное напряжение из и .
В нашем случае =450 МПа.
3. Определение
межосевого расстояния.
По табл. 1П.11 [1]
выбираем коэффициент . Для ступени
симметрично расположенных относительно опор при и принимаем расчетное
значение и
Тогда коэффициент (предварительно):
=0,5∙0,4
(4,63+1)=1,126.
По табл. 1П.12 [1] при и для кривой VI (редуктор двухступенчатый) в зависимости от принимаем коэффициент .
Приняв для косозубой
цилиндрической передачи вспомогательный коэффициент , определим
предварительно межосевое расстояние :
По табл. 1П.14 [1]
принимаем по ряду Ra40 ближайшее
стандартное значение мм.
4. Определение
модуля передачи.
Ориентировочно при и :
=мм
Принимаем стандартное
значение мм.
5. Определение угла наклона
зубьев, а также чисел зубьев шестерни и колеса.
Для косозубых ступеней
угол наклона зубьев рекомендуется принимать . При этом угол наклона
зубьев должен быть выбран
таким образом, чтобы был обеспечен коэффициент осевого перекрытия т.е.:
Рассчитаем ширину венца
колеса: .
Для косозубой
нераздвоенной ступени примем. Тогда
Число
зубьев шестерни:
Принимаем .
При этом с целью
исключения подрезания зубьев шестерни должно выполняться условие:
Число зубьев колеса:
Принимаем .
Принимаем окончательное
значение угла :
6. Определение фактического
передаточного числа ступени.
7. Определение основных
размеров шестерни и колеса.
Делительные диаметры:
Проверка: 0,5 () =
,5 (39+180.97)=110 мм
Примем коэффициент зуба
головки =1 и коэффициент
радиального зазора =0,25. Тогда диаметры
окружностей вершин и впадин зубьев:
=39+2∙1.75 =42.5
мм
=180.97+2∙1.75∙1=184.47
мм
=39-2∙1.75
(1+0,25)=34.625 мм
=180.97-2∙1.75
(1+0,25)=176.595 мм
Ширина венца колеса
мм
Ширина венца шестерни мм = 44+6=50 мм.
Рабочая ширина венца
зубчатой передачи:
Уточняем
коэффициент :
Что меньше
Таблица 3 - Основные
параметры зубчатой передачи
Проверочный расчет.
8. Проверка
пригодности заготовок зубчатых колес и выбор материала для их изготовления.
Диаметр заготовки
шестерни
мм = 42.5+6=48.5 мм.
Условие пригодности
заготовки шестерни .
- см. табл 1П.7 [1].
Для стали 45 при т.о. улучшение для твердости поверхности 269…302 НВ , что больше =48.5 мм.
Таким образом, для
изготовления шестерни принимаем сталь 45.
Выберем материал для
изготовления колеса. Для этого определим толщину заготовки диска колеса и
толщину заготовки обода
мм.
мм
Наибольшую из величин и сравниваем для той же
марки стали, что и для шестерни (т.е. 45) по табл. 1П.7 [1] при т.о.
улучшение для твердости поверхности 235…262 НВ с мм.
Условие 80
мм выполняется. Таким образом, для изготовления колеса также подходит сталь 45.
9. Определение
степени точности.
Окружная скорость шестерни и колеса в
полюсе зацепления одинакова и может быть определена по одной из двух формул
Тогда
По табл. 1П.15 [1]
исходя из м/с для косозубых
цилиндрических передач выбираем 9-ю степень точности, при которой допускается
окружная скорость зубчатых колес до 4 м/с.
10. Уточнение
допускаемого контактного напряжения при проверочном расчете на сопротивление
контактной усталости.
Принимаем коэффициент для 9-ой степени
точности.
Коэффициент , т.к. .
МПа
МПа.
Принимаем =450 МПа.
11. Определение сил, действующих
в прямозубом зацеплении.
Окружная сила на делительном цилиндре
При этом для шестерни и
колеса
Радиальная
сила
Осевая сила
H
. Определение
коэффициента нагрузки .
При расчете на сопротивление
контактной усталости
.
Коэффициент =1,13 - для косозубых
передач.
По табл. 1П.17 [1]
коэффициент (зубья косые) при и .
По табл. 1П.18 [1]
коэффициент 3 (при m=1,75 и степенью точности 9)
Тогда
динамическая добавка
Коэффициент
Окончательно
13. Проверочный расчет передачи
на сопротивление контактной усталости.
Для стальных зубчатых
колес коэффициент , учитывающий
механические свойства материалов сопряженных зубьев:
Коэффициент , учитывающий форму
сопряженных поверхностей зубьев, в полюсе зацепления:
Коэффициент, учитывающий суммарную
длину контактных линий/
При , то
Расчетное значение
контактного напряжения
Сопротивление контактной
усталости не обеспечивается, так как не выполняется условие:
=511,68 МПа[]=450 МПа.
Увеличим ширину венца
колеса, приняв новое значение по формуле:
Необходимо
уточнить следующие параметры:
[]=450 МПа на 2,4%, что
допустимо.
14. Определение допускаемого
напряжения изгиба при расчете зубьев на сопротивление усталости при изгибе.
По табл. 1П.9 [1] для
термообработки улучшение предел выносливости при изгибе и коэффициент запаса :
МПа
МПа
Для шестерни и колеса
при и .
По табл. 1П.8 [1] для
номера типового нагружения 3 (средний нормальный) коэффициент : для шестерни и колеса при .
Для стальных зубчатых
колес базовое число циклов напряжений :
.
Эквивалентное число
циклов напряжений за расчетный срок
службы часов:
,-
число зацеплений за один оборот соответственно зуба шестерни и зуба колеса.
Определяем коэффициенты
долговечности и .
Для шестерни при принимаем
Для колеса при принимаем
Для шестерни и колеса
примем =1.
Тогда
допускаемое напряжение изгиба:
15. Определение
коэффициента нагрузки .
Коэффициент нагрузки при расчете
зубьев на сопротивление усталости при изгибе:
Коэффициент (см табл. 1П.16 [1]).
Коэффициент (см табл 1П.12 [1]).
Коэффициент , учитывающий влияние
вида зубчатой передачи: для косозубой передачи.
По табл. 1П.18 [1]
коэффициент (при m=2 и степенью точн. 9)
Тогда динамическая
добавка
Коэффициент
Окончательно
16. Проверочный расчет зубьев на
сопротивление усталости при изгибе.
Коэффициент , учитывающий форму зуба
и концентрацию напряжений:
Примем
Тогда расчетное
напряжение изгиба :
МПа
МПа
Сопротивление усталости
при изгибе обеспечивается, так как выполняются условия:
17. Проверочный расчет передачи
на контактную прочность при действии пиковой нагрузки (при контактной
перегрузке).
На основании табл. 1П.9 [1] находим
максимальное контактное напряжение при перегрузке:
а) для шестерни (т.о. улучшение)
МПа;
б) для колеса (т.о.
улучшение)
Где см. табл. 1П.7 [1].
В качестве расчетной
принимаем наименьшую величину
Тогда
для рассчитываемой ступени:
18. Проверочный расчет передачи
на изгибе пиковой нагрузки (при кратковременной перегрузке)
Ранее мы получили МПа, .
Тогда для рассчитываемой
ступени:
.
3. Расчет валов
Для построения компоновочной схемы
необходимо определить некоторые размеры валов.
Определяем диаметры валов редуктора
,
где
- допускаемое напряжение на кручение (для валов из стали 45 МПа).
мм;
мм.
мм.
Расчетные значения
каждого вала округляем до ближайшего стандартного значения ГОСТ 12080-66 и получаем
d1 = 22 мм, d2
= 36 мм, d3 = 50 мм.
Диаметр входного конца
соединяемый с электродвигателем через муфту примем по соотношению: .
Примем d1 = 32 мм
Диаметры остальных
участков валов назначают из конструктивных соображений.
Для быстроходного вала:
диаметр входного вала d1
= 32 мм; диаметр вала под уплотнением мм.; диаметр вала под
подшипниками мм;
диаметр вала под шестерней мм.
Для промежуточного вала:
диаметр выходного конца вала мм; диаметр вала под
уплотнением мм;
диаметр вала под подшипниками мм; диаметр вала под
колесом и шестернями мм
Для тихоходного вала:
диаметр выходного конца вала мм; диаметр вала под
уплотнением мм;
диаметр вала под подшипниками мм; диаметр вала под
колесом мм.
Предварительно намечаем для валов
редуктора роликовые конические однорядные подшипники средней серии по ТУ
37.006.162-89:
1. 7208:; грузоподъемность
динамическая =46.5; статическая =32,5; α=11…16.
. 7209:; грузоподъемность
динамическая =50; статическая =33; α=11…16.
. 7212:; грузоподъемность
динамическая =78; статическая =58; α=11…16.
4.
Эскизная компоновка
Размеры, необходимые для выполнения
компоновки
Наименование
|
Размеры, мм
|
Толщина стенки
основания корпуса
|
|
Толщина стенки крышки
корпуса
|
|
Расстояние от внутренней
поверхности стенки редуктора: - до боковой поверхности вращающейся части - до
боковой поверхности подшипника качения δ = 9 мм
мм
|
Расстояние в осевом
направлении между вращающимися частями, смонтированными на: - одном валу - на
разных валах мм
|
|
Радиальный зазор между зубчатым колесом одной ступени и валом
другой ступени (min)
|
|
Радиальный зазор от поверхности вершин зубьев: - до внутренней
поверхности стенки редуктора - до внутренней нижней поверхности стенки
корпуса
|
|
Расстояние от боковых поверхностей элементов, вращающихся вместе
с валом, до неподвижных наружных частей редуктора
|
|
Ширина фланцев S,
соединяемых болтом диаметром по табл. 5.1.1 [2] k=33
|
|
Толщина фланца боковой крышки (табл. 11.1.1
[2])
|
|
Высота головки болта
|
|
Толщина фланца втулки
|
|
Толщина стакана (табл.
11.11.1 [2])
|
|
Длина цилиндрической
части крышки
|
|
Расстояние между боковыми поверхностями подшипников, монтируемых
парами
|
|
|
|
|
Литература
1. Санюкевич С.В. Детали машин. Курсовое проектирование. Учебное
пособие - 2-е изд. испр. и доп..-Брест: БГТУ, 2004.
. Курмаз Л.В., Скойбеда А.Т. Детали машин. Проектирование. Мн.: УП
«Технопринт», 2001.
. Чернавский С.А. и др. Курсовое проектирование деталей машин. М.:
Машиностроение, 1979.
. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин.
М.: Высшая школа, 1998.