Элемент передачи
|
Заготовка
|
Марка стали
|
Термообработка
|
σв МПа
|
σт МПа
|
Твердость Поверхности не
менее
|
Базовые числа циклов
|
Шестерня
|
Поковка
|
45
|
Объем. закалка
|
1000
|
750
|
45HBC
|
NH01=6*107 NF01=4*106
|
Колесо
|
Поковка
|
45
|
Объем. закалка
|
1000
|
750
|
40HBC
|
NH02=4*107 NF02=4*106
|
3.2 Проектировочный расчёт цилиндрической зубчатой передачи.
Определение числа циклов перемены напряжений шестерни и колеса.
(3.1)
(3.2)
; ;
(3.3)
; .
и - количество контактов зубьев шестерни и колеса за
один оборот.
- срок
службы передачи.
Определяем
допускаемые напряжения.
а)
контактные: ;
; - предел контактной выносливости поверхности зубьев;
-
коэффициент безопасности [1].
-
коэффициент долговечности [1]; .
Так
как и , то ;
;
;
;
;
В
качестве расчетного принимаем .
б)
изгибные:
;
[1];
[1];
-
коэффициент долговечности [1]; [1].
Так
как и , то ;
; [1];
;
;
в)
предельные:
;
Определение
коэффициентов расчетной нагрузки:
-
коэффициент расчетной нагрузки при расчетах на контактную выносливость;
-
коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий
[1];
-
коэффициент динамической нагрузки для 8-й степени точности [1].
-
коэффициент расчетной нагрузки при расчетах на изгибную выносливость;
-
коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий
[1];
- коэффициент
динамической нагрузки для 8-й степени точности [1].
Начальный
(делительный) диаметр шестерни
(3.4)
где
[1]; [1].
Модуль
зацепления.
(3.5)
По
ГОСТ 9563 - 60 округляем модуль до , тогда
(3.6)
(3.7)
(3.8)
.3
Проверочный расчёт цилиндрической зубчатой передачи.
Проверка
передачи на контактную выносливость.
(3.9)
предварительно
устанавливаем следующие параметры: -
коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев, где - угол наклона прямого зуба, .
-
коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных колес;
где
- приведенный модуль упругости для случая стальных шестерни
и колеса, - коэффициент Пуассона.
-
коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий.
- для
прямозубых колес [1].
Окружная
скорость (уточняем):
(3.10)
Удельная
окружная динамическая сила:
(3.11)
где
[1], [1].
Удельная
окружная сила в зоне наибольшей концентрации:
(3.12)
где
(3.13)
(3.14)
принимаем
()
Уточняем
коэффициент расчетной нагрузки:
(3.15)
(3.16)
(3.17)
Определяем
удельную расчетную окружную силу:
(3.18)
(3.19)
Таким
образом, недонапряжение меньше 3%, что допустимо.
Проверка
зубьев на изгибную выносливость.
;
.
для - коэффициент формы зубьев шестерни [1].
для - коэффициент формы зубьев колеса [1].
; .
Так
как 73.256<84.337, то проверяем на прочность зуб шестерни:
(3.20)
(3.21)
где
- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев,
при
8-й степени точности [1];
-
коэффициент, учитывающий наклон зубьев [1].
Проверка
на контактную и изгибную прочность при действии максимальной нагрузки.
(3.22)
(3.23)
.4
Геометрический расчёт цилиндрической зубчатой передачи.
(3.24)
(3.25)
(3.26)
(3.27)
(3.28)
(3.29)
(3.30)
(3.31)
(3.32)
4.
Проектировочный расчёт валов на кручение
Вал
- деталь, предназначенная для передачи вращающего момента вдоль своей оси и для
поддержания вращающихся деталей машин. Он также подвержен действию поперечных
сил и изгибающих моментов.
Основными условиями, которым должна отвечать конструкция вала, являются
достаточная прочность, жесткость, обеспечивающая нормальную работу зацеплений и
подшипников, а также технологичность конструкции и экономия материала.
Выбираем
материал для валов - сталь 40 ГОСТ 4543-71: ;.
(4.1)
где
[1].
Принимаем
:
Промежуточный
вал:
(4.2)
где
[1].
Принимаем:
Выходной
вал:
(4.3)
где
[1].
Принимаем:
.
5.
Проверочный расчёт валов
.1
Определение реакций в опорах
.1.1
Входной вал
Схема нагружения вала представлена на рис. 5.1 приложения 2.
Окружная сила, действующая в зацеплении:
(5.1)
(5.2)
Эквивалентная
нагрузка:
(5.3)
где
- диаметр муфты;
Параметры
расположения зубчатых колёс и опор с размерами:
; ; ;
;
Найдём
реакции связей:
(5.4)
(5.5)
(5.6)
(5.7)
(5.8)
(5.9)
Найдём
моменты, действующие на вал, и построим эпюру моментов:
(5.10)
(5.11)
(5.12)
(5.13)
(5.14)
(5.15)
(5.16)
(5.17)
Эпюры
моментов изображены на рис. 5.2 приложения 2.
.1.2 Промежуточный вал
Схема нагружения вала представлена на рис. 5.3 приложения 2.
Окружная сила, действующая в зацеплении:
(5.18)
(5.19)
(5.20)
(5.21)
Параметры
расположения зубчатых колёс и опор с размерами:
; ; ;
;
Найдём
реакции связей:
(5.22)
(5.23)
(5.24)
(5.25)
(5.26)
(5.27)
Найдём
моменты, действующие на вал, и построим эпюру моментов:
(5.28)
(5.29)
(5.30)
(5.31)
(5.32)
(5.33)
(5.34)
(5.35)
(5.36)
Эпюры
моментов изображены на рис. 5.4 приложения 2.
.1.3 Выходной вал
Схема нагружения вала представлена на рис. 5.5 приложения 2.
Окружная сила, действующая в зацеплении:
(5.37)
(5.38)
Эквивалентная нагрузка:
(5.39)
где
- диаметр муфты.
Найдём
реакции связей:
; ;
;
(5.40)
(5.41)
Найдём
моменты, действующие на вал, и построим эпюру моментов:
(5.42)
(5.43)
(5.44)
(5.45)
(5.46)
(5.47)
Эпюры
моментов изображены на рис. 5.6 приложения 2.
5.2 Расчёт на статическую прочность
.2.1 Входной вал
Напряжения
изгиба для сплошного вала ():
(5.48)
Напряжение
кручения для сплошного вала ():
(5.49)
Эквивалентные
напряжения:
(5.50)
Расчет
на перегрузку ( [2]):
(5.51)
(5.52)
(5.53)
(5.54)
(5.56)
Допускаемые
напряжения для материала вала (сталь 40Х), имеющего предел текучести :
(5.57)
где
- коэффициент запаса прочности [2].
Рассчитанные
эквивалентные напряжения, как при нормальных нагрузках, так и при перегрузках
меньше допускаемых.
.2.2
Промежуточный вал
Напряжения
изгиба для сплошного вала ():
(5.58)
Напряжение
кручения для сплошного вала ():
(5.59)
Эквивалентные
напряжения:
(5.60)
Расчет
на перегрузку ( [2]):
(5.61)
(5.62)
(5.63)
(5.64)
(5.65)
Допускаемые
напряжения для материала вала 40Х, имеющего предел текучести :
,
где
- коэффициент запаса прочности [2].
Рассчитанные
эквивалентные напряжения, как при нормальных нагрузках, так и при перегрузках
меньше допускаемых.
5.2.3 Выходной вал
Напряжения
изгиба для сплошного вала ():
(5.66)
Напряжение
кручения для сплошного вала ():
(5.67)
Эквивалентные
напряжения:
(5.68)
Расчет
на перегрузку ( [2]):
(5.69)
(5.70)
(5.71)
(5.72)
(5.73)
Допускаемые
напряжения для материала вала 40Х, имеющего предел текучести :
,
где
- коэффициент запаса прочности [2].
Рассчитанные
эквивалентные напряжения, как при нормальных нагрузках, так и при перегрузках
меньше допускаемых.
.3 Расчёт валов на выносливость
.3.1 Входной вал
Коэффициент запаса усталостной прочности при одновременном действии
нормальных и касательных напряжений:
(5.74)
где
- коэффициент запаса усталостной прочности для
нормальных напряжений,
-
коэффициент запаса усталостной прочности для касательных напряжений.
Коэффициент
запаса усталостной прочности для нормальных напряжений:
(5.75)
где
[2] - предел выносливости при симметричном цикле
напряжений изгиба, - среднее значение напряжений, - суммарный коэффициент, учитывающий влияние всех
факторов на сопротивление усталости при изгибе,
-
коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений [2].
Амплитудное
значение напряжений:
;
Суммарный
коэффициент, учитывающий влияние всех факторов на сопротивление усталости при
изгибе:
(5.75)
где
- эффективный коэффициент концентрации напряжений в
ступенчатом переходе с галтелями [2],
-
коэффициент влияния абсолютных размеров детали [2],
-
коэффициент влияния шероховатости поверхности [2],
-
коэффициент влияния упрочнения при поверхностной обработке [2].
Коэффициент запаса усталостной прочности для нормальных напряжений:
(5.76)
Коэффициент
запаса усталостной прочности для касательных напряжений:
(5.77)
где
[2] - предел выносливости при симметричном цикле
напряжений кручения, - среднее значение напряжений, - суммарный коэффициент, учитывающий влияние всех
факторов на сопротивление усталости при кручении, - коэффициент чувствительности материала к асимметрии
цикла напряжений при кручении [2].
Амплитудное
и среднее значение напряжений:
.
Суммарный
коэффициент, учитывающий влияние всех факторов на сопротивление усталости при
кручении:
(5.78)
где
- эффективный коэффициент концентрации напряжений в
ступенчатом переходе с галтелями [2].
Коэффициент запаса усталостной прочности для касательных напряжений:
(5.79)
Коэффициент запаса усталостной прочности при одновременном действии
нормальных и касательных напряжений:
(5.80)
.3.2
Промежуточный вал
Коэффициент
запаса усталостной прочности при одновременном действии нормальных и
касательных напряжений:
(5.81)
где
- коэффициент запаса усталостной прочности для
нормальных напряжений,
-
коэффициент запаса усталостной прочности для касательных напряжений.
Коэффициент
запаса усталостной прочности для нормальных напряжений:
,
где
[2] - предел выносливости при симметричном цикле
напряжений изгиба, - среднее значение напряжений, - суммарный коэффициент, учитывающий влияние всех
факторов на сопротивление усталости при изгибе, -
коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений [2].
Амплитудное
значение напряжений:
;
Суммарный
коэффициент, учитывающий влияние всех факторов на сопротивление усталости при
изгибе:
(5.82)
где
- эффективный коэффициент концентрации напряжений в
ступенчатом переходе с галтелями [2],
-
коэффициент влияния абсолютных размеров детали [2],
-
коэффициент влияния шероховатости поверхности [2],
-
коэффициент влияния упрочнения при поверхностной обработке [2].
Коэффициент запаса усталостной прочности для нормальных напряжений:
;
Коэффициент запаса усталостной прочности для касательных напряжений:
(5.83)
где
[2] - предел выносливости при симметричном цикле
напряжений кручения, - среднее значение напряжений,
-
суммарный коэффициент, учитывающий влияние всех факторов на сопротивление
усталости при кручении,
-
коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений при
кручении [2].
Амплитудное
и среднее значение напряжений:
;
Суммарный
коэффициент, учитывающий влияние всех факторов на сопротивление усталости при
кручении:
(5.84)
где
- эффективный коэффициент концентрации напряжений в
ступенчатом переходе с галтелями [2].
Коэффициент запаса усталостной прочности для касательных напряжений:
;
Коэффициент запаса усталостной прочности при одновременном действии
нормальных и касательных напряжений:
(5.85)
.3.3
Выходной вал
Коэффициент
запаса усталостной прочности при одновременном действии нормальных и
касательных напряжений:
;
где
- коэффициент запаса усталостной прочности для
нормальных напряжений,
-
коэффициент запаса усталостной прочности для касательных напряжений.
Коэффициент
запаса усталостной прочности для нормальных напряжений:
(5.86)
где
[2] -
предел выносливости при симметричном цикле напряжений изгиба, - среднее значение напряжений, - суммарный коэффициент, учитывающий влияние всех факторов
на сопротивление усталости при изгибе, -
коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений [2].
Амплитудное
значение напряжений:
Суммарный
коэффициент, учитывающий влияние всех факторов на сопротивление усталости при
изгибе:
(5.87)
где
- эффективный коэффициент концентрации напряжений для
шпоночных участков валов [2], -
коэффициент влияния абсолютных размеров детали [2], - коэффициент влияния шероховатости поверхности [2],
-
коэффициент влияния упрочнения при поверхностной обработке [2].
Коэффициент запаса усталостной прочности для нормальных напряжений:
Коэффициент запаса усталостной прочности для касательных напряжений:
(5.88)
где
[2] - предел выносливости при симметричном цикле
напряжений кручения, - среднее значение напряжений, - суммарный коэффициент, учитывающий влияние всех
факторов на сопротивление усталости при кручении, - коэффициент чувствительности материала к асимметрии
цикла напряжений при кручении [2].
Амплитудное
и среднее значение напряжений:
;
Суммарный
коэффициент, учитывающий влияние всех факторов на сопротивление усталости при
кручении:
(5.89)
где
- эффективный коэффициент концентрации напряжений для
шпоночных участков валов [2].
Коэффициент запаса усталостной прочности для касательных напряжений:
;
Коэффициент запаса усталостной прочности при одновременном действии
нормальных и касательных напряжений:
(5.90)
.
Расчет и выбор подшипников по динамической грузоподъёмности.
При
частоте вращения n>=1(об/мин) подшипники выбирают по динамической
грузоподъемности. Выбор подшипников по динамической грузоподъемности состоит в
проверке его расчетной долговечности при заданных условиях работы.
Номинальная
долговечность подшипника в миллионах оборотов:
(6.1)
где
С
- каталожная динамическая грузоподъемность данного типа размера подшипника,
F -
эквивалентная расчетная нагрузка на подшипнике,
р
- степенной показатель, для шарикоподшипников равный 3.
Номинальная
долговечность подшипника Lh связана с долговечностью L зависимостью:
h=106*L/60*n (6.2)
Для
радиальных подшипников:
F=V*Fr*Kσ*Kт (6.3)
где r - радиальная нагрузка на подшипнике (качестве радиальной
нагрузки на подшипник принимаем максимальную реакцию в опорах вала), =1 -
коэффициент вращения при вращении внутреннего кольца подшипника [2],
Kσ =1 - коэффициент безопасности [2], т=1
(если t<150oC) - температурный коэффициент [2].
.1 Входной вал
На ведущем валу принят подшипник 403 ГОСТ 8338-75. Каталожная
динамическая грузоподъемность С=22.9(кН).
Эквивалентная расчетная нагрузка:
(6.4)
Динамическую
грузоподъемность определяют по формуле:
(6.5)
Здесь
(6.6)
где
Ln -расчетный
ресурс, n - частота вращения, -
коэффициент вводимый при необходимости повышения надежности [2], - коэффициент учитывающий качество материала
подшипников [2].
Принятый
подшипник отвечает условиям задания по динамической грузоподъёмности.
.2 Промежуточный вал
На ведущем валу принят подшипник 405 ГОСТ 8338-75. Каталожная
динамическая грузоподъемность С=36.4(кН).
Эквивалентная расчетная нагрузка:
(6.7)
Динамическую
грузоподъемность определяют по формуле:
(6.8)
Здесь
(6.9)
где
Ln -расчетный
ресурс, n - частота вращения, -
коэффициент вводимый при необходимости повышения надежности [2], - коэффициент учитывающий качество материала
подшипников [2].
Принятый
подшипник удовлетворяет условиям задания по динамической грузоподъёмности.
6.3 Выходной вал
На ведущем валу принят подшипник 308 ГОСТ 8338-75. Каталожная
динамическая грузоподъемность С=41(кН).
Эквивалентная расчетная нагрузка:
(6.10)
Динамическую
грузоподъемность определяют по формуле:
(6.11)
Здесь
(6.12)
где
Ln -расчетный
ресурс, n - частота вращения, -
коэффициент вводимый при необходимости повышения надежности [2], - коэффициент учитывающий качество материала
подшипников [2].
Принятый
подшипник отвечает условиям задания по динамической грузоподъёмности.
7. Подбор шпонок
В большинстве случаев в редукторах для крепления муфт и зубчатых колес на
валах применяют призматические шпонки со скругленными торцами. Пазы на валах
под такие фрезы выполняют пальцевыми фрезами. Наиболее опасной деформацией для
шпонок и пазов является смятие от крутящих моментов.
.1 Входной вал
Для
диаметра вала под МУВП по ГОСТ 23360-78 назначаем размеры
поперечного сечения шпонки: - ширина
шпонки, - высота шпонки, .
Материал шпонки - Сталь 45 ГОСТ 1050-84:
; ;
допускаемое
напряжение смятия - 140(МПа).
Потребная длина шпонки из условия прочности на смятие:
(7.1)
Принимаем:
.
Проверка
на смятие:
(7.2)
7.2
Промежуточный вал
Для
диаметра вала под зубчатое колесо по ГОСТ 23360-78 назначаем
размеры поперечного сечения шпонки: - ширина
шпонки, - высота шпонки, .
Материал шпонки - Сталь 45 ГОСТ 1050-84:
; ;
допускаемое
напряжение смятия - 140(МПа).
Потребная длина шпонки из условия прочности на смятие:
(7.3)
Принимаем:
.
Проверка
на смятие:
(7.4)
.3
Выходной вал
Для
диаметра вала под зубчатое колесо по ГОСТ 23360-78 назначаем
размеры поперечного сечения шпонки: - ширина
шпонки, - высота шпонки, .
Материал шпонки - Сталь 40Х ГОСТ 4543-71:
; ;
допускаемое
напряжение смятия - 250(МПа).
Потребная длина шпонки из условия прочности на смятие:
(7.5)
По
конструктивным соображениям принимаем длину шпонки: ;
Проверка
на смятие:
(7.6)
Для
диаметра вала под МУВП по ГОСТ 23360-78 назначаем размеры
поперечного сечения шпонки: - ширина
шпонки, - высота шпонки, .
Материал шпонки - Ст6 ГОСТ 380-71: допускаемое напряжение смятия -
200(МПа).
Потребная длина шпонки из условия прочности на смятие:
(7.7)
Принимаем:
;
Проверка
на смятие:
(7.8)
8.
Расчет болтового соединения фундаментных лап с обеспечением нераскрытия стыка
(8.1)
(8.2)
Здесь
; , где L и B -
длина и ширина основания.
(8.3)
(8.4)
где
(8.5)
;
;
(8.6)
(8.7)
(8.8)
где
для стали 45Л ГОСТ 1050-84.
(8.9)
(8.10)
что
удовлетворяет условию:
тяговая лебедка редуктор
9. Выбор смазочного материала
Для
смазывания зубчатых передач со стальными зубьями ориентировочное значение
вязкости масла определим по рисунку [3] в зависимости от фактора :
(9.1)
где
- твердость по Виккерсу активных поверхностей зубьев
тихоходной ступени, - контактные напряжения тихоходной ступени, - окружная скорость в зацеплении тихоходной ступени.
Принимаем
по ГОСТ 20799-75 нефтяное смазочное масло: И-100А.
Заключение
В
данном курсовом проекте было проведено проектирование тяговой лебёдки для транспортировки
самолётов на стартовой площадке аэродрома. В рамках данного проекта был
рассчитан цилиндрический раздвоенный редуктор, а также подобраны другие
стандартные узлы тяговой лебедки на основании расчетов. В проекте были
использованы такие интегрированные программные пакеты, как «MathCad
2001» и «Компас 5.11-3D».
Список литературы
. Артеменко
Н.П., Волошин Ю.И. и др. Расчет и проектирование зубчатых передач. - Харьков:
ХАИ, 1980.-113с.
. Назин В.И.
Проектирование подшипников и валов. - Харьков: ХАИ, 2004.-220с.
. Кудрявцев
В.Н., Державец Ю.А. и др. Курсовое проектирование деталей машин. - Л.:
Машиностроение, 1984.-400с.
. Самохвалов
Я.А., Левицкий М.Я., Григораш В.Д. Справочник техника-конструктора. - Киев.:
Техника, 1978.-592с.
. Анурьев
В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3 т. Т.2. - М.: Машиностроение,
1980.-559с.
. Анурьев
В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3 т. Т.3. - М.: Машиностроение,
1979.-557с.