Содержание
Вступление
1. Кинетический и силовой расчёт привода
1.1 Кинематическая схема привода
1.2 Выбор двигателя
1.3 Общее передаточное число и разбиение его по степеням
1.4 Силовые и кинематические параметры привода
2. Расчет клиноременной передачи
2.1 Исходные данные для расчёта передачи
2.2 Механический расчет
3. Расчет цилиндрической 3.1. Кинематическая схема передачи и исходные данные для расчета
3.2 Выбор материала и определение допустимых напряжений
3.3 Определение геометрических параметров
3.4 Проверочный расчет передачи
3.5 Определение сил в зацеплении (см. рис. 3.3)
4. Расчёт цилиндрической косозубой передачи || ступени
4.1 Кинематическая схема передачи и исходные данные для расчета
4.2 Выбор материала и определение допустимых напряжений
4.3 Определение геометрических параметров
4.4 Проверочный расчет передачи
4.5 Определение сил в зацеплении (см. рис. 3.3)
5. Условный расчет валов
5.1 Определение диаметров входного валаредуктора
6. Определение конструктивных размеров зубчатых колес
6.1 Размеры зубчатых колес цилиндрической передачи I ступени
6.2 Размеры зубчатых колес цилиндрической передачи II ступени
6.3 Определяем размеры цилиндрического колеса (рис.6.1.)
6.4 Определение диаметров выходного вала
7.1 Определение конструктивных размеров корпуса и крышки редуктора, согласно табл. 4.2, 4.3, [1]
7.2 Размеры необходимые для черчения
8. Выбор шпонок и их проверочный расчет
9. Расчёт промежуточного вала редуктора на статическую способность и долговечность
9.1 Расчет вала на несущую способность
9.2 Расчет вала на прочность
10. Расчет подшипников качения
10.1 Определение реакции в опорах
10.2 Определение коэффициентов
10.3 Определение эквивалентной нагрузки
10.4 Определяем долговечность подшипников
10.5 Выбор муфты
10.6 Проверочный расчёт зубчатой муфты
11. Выбор и проверочный расчёт опор скольжения
Литература
Вступление
Развитие народного хозяйства Украины тесно связано с развитием машиностроения, так как материальная мощность современной страны базируется на технике – машинах, механизмах, аппаратах, приводах, которые выполняют разную полезную работу. В наше время нет ни одной области народного хозяйства, где бы не применялись машины и механизмы в широких масштабах. Благодаря этому осуществляется комплексная механизация в промышленности, в сельском хозяйстве, в строительстве, на транспорте. Это заставляет уделять большое внимание при проектировании и усовершенствования конструкций современных машин и механизмов. Машины и механизмы, которые проектируются, должны иметь высокие эксплуатационные показатели, не большое количество энергии и эксплуатационных материалов, должны быть экономичными, как в процессе производства, так и в процессе эксплуатации, удобными и безопасными в обслуживании.
1. Кинетический и силовой расчёт привода
Согласно техническому заданию на курсовой проект по дисциплине «Детали машин» необходимо спроектировать привод цепного конвейера, который состоит из двигателя, клиноременной передачи, двухступенчатого цилиндрического ора и муфты. При проектировании деталей привода использованы современные критерии оценки их работоспособности – прочность, жесткость и износостойкость. Кинематический и силовой расчеты привода
1.1 Кинематическая схема привода
Рис 1.1
Таблица 1.1
Исходные данные для кинематического и силового расчета привода
| Название параметров |
Обозначения в формулах |
Единица измерения |
Величина параметра |
| Окружная сила |
F1 |
Н |
28000 |
| Скорость |
|
м/с |
0,5 |
| Число зубьев |
z |
- |
9 |
| Шаг цепи |
р |
мм |
160 |
| Режим работы |
P |
- |
С |
| Число смен |
T |
- |
1 |
1.2 Выбор двигателя
Работа над курсовым проектом по дисциплине «Детали машин» подготавливает студентов к решению более сложных задач общетехнического характера в своей дальнейшей практической деятельности.
Определяем необходимое усилие на валу 1 двигателя, кВт,
кВт
где
N
5
– усилие на приводном валу 5, кВт
, ηобщ
- общий кпд.
кВт,
ηобщ
= η12
η23
η34
η45
= 0,95· 0,95· 0,96· 0,98 = 0,85,
гдеη12=
ηкр
=
0,95 – кпд между 1 и 2 валами; η23
= ηцп
· η кр
=
0,96·0,99=0,95 – кпд между 2 и 3 валами; η34
=ηцп·
ηоп
=
0,97·0,99=0,96 – кпд между 3 и 4 валами; η45
= ηм·
ηоп
ηоп
=1·0,99·0,99=0,98 – кпд между 4 и 5 валами.
Средние значения кпд принимаем из [1], табл. 1.1
ηкр
=
0,95-кпд клиноременной передачи;
ηцп
=0,97-кпд цилиндрической передачи;
ηоп
=0,99-кпд в опорах;
ηм
=1,0-кпд муфты.
Принято, что валы привода установлены на подшипниках качения.
Определяем угловую скорость и частоту вращения вала электродвигателя.
рад/с
где 
рад/с – угловая скорость на 5 валу
где 
- общее передаточное отношение привода.
,
Средние значения ориентировочных передаточных чисел принимаем из [2], табл. 5.5, с 74.
- ориентировочное передаточное число клиноременной передачи; 
- ориентировочное передаточное число цилиндрической передачи I ступени; 
- ориентировочное передаточное число цилиндрической передачи II ступени; 
- ориентировочное передаточное число муфты.
Определяем частоту вращения вала 1
об/мин.
Выбираем электродвигатель исходя из условий 
.
Из [3], табл.2.4, с.23, выбираем электродвигатель 4АН180М6,
кВт
об/мин и для дальнейших расчётов выполняем переход от 
к 
рад/с
1.3 Общее передаточное число и разбиение его по степеням
Определяем действительное общее передаточное число привода при выбранном двигателе.
Проводим разбиение 
по степеням.
Принимаем 
; 
; 
.
Тогда 
1.4 Силовые и кинематические параметры привода
Определяем мощности на валах:
кВт
; 
кВт
;
кВт ; 
кВт;
кВт
(див.розд.1.2.1.)
Определяем угловые скорости валов:
рад/с;
рад/с;
рад/с;
рад/с;
рад/с.
Определяем крутящие моменты на валах:
Нм
; 
Нм;
Нм;
Нм
;
Нм
.
Результаты расчётов сводятся в табл.1.2 и являются исходными данными для всех следующих расчётов.
Таблица 1.2
Результаты кинетического и силового расчётов привода
Параметры
№ вала
|
N, кВт |
ω рад/с |
М,Нм
|
|
|
| 1 |
16,5 |
102,05 |
161,7 |
2,98 |
47,68 |
| 2 |
15,7 |
34,24 |
458,5 |
| 4 |
| 3 |
14,9 |
8,56 |
1740 |
| 4 |
| 4 |
14,3 |
2,14 |
6682 |
| 1 |
| 5 |
13 |
2,4 |
6542 |
2. Расчет клиноременной передачи
Схема клиноременной передачи
Рис 2.1
2.1 Исходные данные для расчёта передачи
Таблица 2.1
Исходные данные для расчета передачи
Параметры
№шва
|
N, кВт |
w, рад/с |
М, Нм |
ид12 |
и добщ |
| 1 |
16,5 |
102,05 |
161,7 |
2,98 |
47,68 |
| 2 |
15,7 |
34,24 |
458,5 |
2.2 Механический расчет
Сечение ремня по табл. 5.6 ([8], с. 69)
Рис 2.2
При заданном значении М принимаем сечение ремня (В).
Диаметр меньшего шкива
Минимально допустимый диаметр шкива dmin
= 63 мм
.
Для повышения коэффициента полезного действия передачи, увеличения долговечности и тяговой способности ремней, уменьшение числа ремней принимаем d
1
=100 мм.
Диаметр большего шкива: d
2
=
d
1
·i
кл
=100∙2,98=298
Скорость ремня: 
;
где v
– скорость ремня, 
м/с.
Частота вращения ведомого вала 
;
где n
2
– частота вращения ведомого вала, об/мин
.;
- коэффициент скольжения; принимаем
= 0,01
об/мин
.
Ориентировочное межосевое расстояние
Принимаем a
0
=400 мм.
Длина ремня
;
где L
- длина ремня, мм;
;
;
мм.
В соответствии с ГОСТ 1284.1-80 принимаем L
= 1600 мм.
Окончательное межосевое расстояние
;
мм.
Принимаем a
= 500 мм.
Наименьшее расстояние, необходимое для надевания ремня
a
наим
= a
- 0,01L
;
a
наим
= 500-0,01·1600 = 484 мм.
Наибольшее расстояние, необходимое для компенсации вытяжки ремня
a
наиб
= a
- 0,025L
;
a
наиб
= 500-0,025·1600 = 460 мм.
Коэффициент динамичности и режима работы
с
р
= 1,1
Угол обхвата
;
где 
- угол обхвата, º;
По табл. 5.7 ( 5, с.71) величина окружного усилия р0
, передаваемого одним ремнем р0
=124 Н (на один ремень)
Допускаемое окружное усилие на один ремень
[р]=р0
×Сα
×СL
×CР
,
где Сα
=1-0,003(180-α1
)=1- 0,003(180-156,24)=0,93
Коэффициент, учитывающий длину ремня
, так как расчетная длина L=1600=L0
Коэффициент режима работы Ср
=1, следовательно
[р]=824∙0,93=757
где р0
=814 ( по табл. 5,7 [8], с. 71 )
Окружное усилие
Н
Расчетное число ремней 
; 
.
Принимаем Z
= 4
3. Расчет цилиндрической 3.1. Кинематическая схема передачи и исходные данные для расчета
Кинематическая схема передачи
Рис.3.1.
Исходные данные для расчета передачи Таблица 3.1.
параметры
№ вала
|
N, кВт |
ω, рад/с |
M,Нм |
ид34 |
идобщ |
| 2 |
15,7 |
34,24 |
458,5 |
4,0 |
47,68 |
| 3 |
14,9 |
8,56 |
1740 |
3.2 Выбор материала и определение допустимых напряжений
Материалы зубчатых колес
Для уравновешивания долговечности шестерни и колеса, уменьшения вероятности заедания и лучшей приработки твердость зубьев шестерни необходимо выбирать большей, чем твердость колеса: НВш
= НВк
+
(20…50).
Так как к габаритам передачи не накладываются жесткие условия, то для изготовления зубчатых колес, из [6], принимаем материалы для шестерни – сталь 50
, для колеса – сталь 40.
Параметры материалов зубчатых колес сводим в таблицу 3.2.
Таблица 3.2
Материалы зубчатых колес.
| Материал |
Термообработка |
Предел теку-чести, σт, МПа |
Твердость, НВ |
| Шестерня |
Сталь 50 |
нормализация |
380 |
180 |
| Колесо |
Сталь 40 |
нормализация |
340 |
154 |
Допустимые контактные напряжения:
,
где σН
lim
– граница контактной долговечности поверхности зубцов, соответствует базовому числу циклов изменения напряжений NН0
= 30 НВ2,4
, (при твердости поверхности зубьев ≤350 НВ,
σН
lim
b
= 2 НВ
+70):
σН
l
im
b
ш
= 2·180+70=430МПа, σН
lim
b
к
=2· 154 + 70=378 МПа;
NН0ш
= 30·1802,4
= 7,76·106
, NН0к
= 30 · 1542,4
= 5,3·106
;
S
Н
– коэффициент безопасности (запас прочности), учитывается от термообработки и характера нагрузок, принимаем S
Н
= 1,1, [6];
КН
L
– Коэффициент долговечности, который учитывает время службы и режим нагрузок передачи, определяется из соотношения NН0
и дополнения (NΣ
·КНЕ
); КНЕ
– коэффициент интенсивности режима нагрузки, из [6], табл. 1.1, для легкого режима принимаем КНЕ
= 0,06.
NΣ
- суммарное число циклов нагрузки зубьев за все время службы передачи:
,
где Lh
–время службы передачи, для односменной работы Lh
=1·104
час.
, 
.
NΣш
· КНЕ
=1,96 · 108
· 0,06 = 1,17 · 106
< NН0ш
= 7,76 · 106
,
NΣк
· КНЕ
= 0,49 · 108
· 0,06 =2,9 · 106
< NН0ш
=
5,3 ·106
.
Так как в обоих случаях NН0
>NΣ
· КНЕ
, то коэффициент долговечности
,
.
Мпа
; 
МПа
Допустимые напряжения на изгиб.
,
где σF
limb
– граница выносливости поверхности зубцов при изгибе, соответствует базовому числу циклов смены напряжений NFо
= 4 · 106
, [6], (при твердости поверхности зубьев ≤350 НВ,
σF
limb
= НВ
+ 260):
σF
limb
ш
= 180 +260 = 440МПа,
σF
limb
к
= 154 + 260 = 414 МПа;
SF
–
коэффициент безопасности (запас прочности), из [2], принимаемSF
= 1,8, KFL
– коэффициент долговечности, который учитывает время службы и режим нагрузок передачи, определяется соотношением NF0
и (NΣ
KF
Е
); KF
Е
– коэффициент интенсивности режима нагрузки, из [6], табл. 1.1, для легкого режима принимаем KF
Е
= 0,02.
NΣ
m
·KF
Е
= 1,05·108
·0,02 = 2,1·106
< NF0
= 4·106
,
NΣк
·KF
Е
= 0,26·108
·0,02 = 0,52·106
< NF0
= 4·106
.
Так как в обоих случаях NF0
> NΣ
KF
Е
, то согласно [ ], коэффициент долговечности:
; 
.
KFC
- коэффициент реверсивности нагрузки, для нереверсивной передачиКН
L
– 1,0, [6].
; 
Допустимые максимальные контактные напряжения.
[σН
]max
= 2,8 σТ
.
[σН
]max
ш
= 2,8·380 = 1064 МПа
, [σН
]max
к
=2,8·340=952 МПа.
Допустимые максимальные напряжения на изгиб.
[σF
]max
= 0,8 σТ
.
[σF
]max
ш
= 0,8·380 = 304 МПа.,
[σF
]max
к
=
0,8·340 = 272 МПа
.
3.3 Определение геометрических параметров
Межосевое расстояние.
Из условий контактной усталости поверхности зубьев:
,
где Ка
– коэффициент межосевого расстояния, из [6], для косозубых передач Ка
= 4300 Па1/3
; 
- коэффициент ширины зубчатого венца по межосевому расстоянию, из [6], для косозубой передачи принимаем
ψ
ba
= 0,45; и
= ид
34
= 4;
КНβ
– коэффициент распределения нагрузки по ширине венца зубчатого колеса, из [6], табл.1.2, в зависимости от ψ
bd
= 0,5 ψ
ba
(и+
1) = 0,5 · 0,45 · (4+1) = 1,13, для косозубой передачи КНβ
= 1,046;[σН
] – наименьшее из двух значений (шестерни и колеса) допустимых контактных напряжений, МПа
.
,
Определение модуля.
Первоначальное значение расчетного модуля зубьев определяется
где β
– угол наклона зубьев, для косозубой передачи β
= 20°;
Zш
– число зубьев шестерни, согласно [6] принимаем Zш
= 20;
Zш
– число зубьев колеса, Zк
= Zш
и
= 20·4 = 80.
Согласно [6], табл.1.3, принимаем m
п
=
5 мм.
- ширина: b
к
= ψ
d
а
аw
= 0,45 · 266 = 119,7 мм.
Принимаем b
к
= 120 мм.
3.4 Проверочный расчет передачи
Расчет на контактную усталость.
где ZН
– коэффициент, учитывающий форму спряженных поверхностей зубьев: для косозубых - ZН
= 1,75, [6];
ZМ
= 275 · 103
Па1/2
- коэффициент учитывающий механические свойства материалов зубчатых колес, [6];
ZЕ
- коэффициент суммарной длинны контактный линий спряженных зубьев: для косозубых - ZЕ
= 0,8, [6];
КН
= КНа
КН β
КН
V
– коэффициент нагрузки : КНа
– коэффициент распределения нагрузки между зубьями из [6], табл. 1.4, КН а
= 1,15; КН β
= 1,046, см. разд.3.3.1, КН
V
– коэффициент динамической нагрузки, из [6], табл. 1.4, при
; К
HV
=1.02; КН
=1,15∙1,046∙1,02=1,22.
Так как σН
= 363 находится в пределах (0,9…1,0)[σН
], то расчет можем считать завершенным: 
.
Расчет на контактную прочность.
,
где Кп
=2,2, [σН
]max
– наименьшее из двух значений (шестерни и колеса) допустимых максимальных контактных напряжений, МПа
Условие выполняется.
расчет на усталость при изгибе.
Определяем отдельно для шестерни и колеса по формуле
,
где - Y
F
- коэффициент формы зуба, из [6], табл. 1.7, по эквивалентному числу зубьев Z
V
,
для косозубой передачи: 
, YFш
=3,92; 
,YFк
= 3,6.
Y
E
- коэффициент перекрытия зубьев, согласно [6] принимаем Y
E
=1,0.
Yβ
- коэффициент наклона зубьев, согласно [6] для косозубых передач принимается:
КF
= КFа
К Fβ
КF
V
- коэффициент нагрузки: КFа
– коэффициент распределения нагрузки между зубьями для косозубых - КFа
=1,0, [6], табл. 1,8; К Fβ
–коэффициент
Геометрические размеры цилиндрической зубчатой передачи
Рис 3.2.
Геометрический расчет передачи (см. рис. 3.2).
Межосевое расстояние
Принимаем аw
= 266 мм.
Уточняем угол наклона зубьев
Размеры шестерни:
- делительный диаметр: 
- диаметр вершин зубьев: d
аш
= d
ш
+ 2mn
= 106,4+ 2 · 5= 116,4мм;
- диаметр впадин: d
ƒш
= d
ш
– 2,5mn
= 106,4 – 2,5 · 5= 93,9мм;
- ширина: b
ш
=b
к
+ 5 мм
= 120 + 5 = 125 мм.
Размеры колеса:
-делительный диаметр 
- диаметр вершин зубьев:d
ак
= d
к
+ 2mn
= 425,5 +2 · 5 = 696 мм
;
- диаметр впадин: d
ƒк
= d
к
– 2,5mn
= 425,5 – 2,5 · 5 = 413 мм;
распределения нагрузки по ширине венца зубчатого колеса, из [6], табл. 1.9, в зависимости от ψ
ba
= 1, 13 (см. разд. 3.3.1.) для косозубой передачи К Fβ
= 1,09; КF
V
- коэффициент динамической нагрузки, выбирается из табл. 1.10, [6], при КF
V
= 1,05; КF
= 1,00 · 1,09 · 1,05 = 1,14.
Условия выполняются.
Расчет на прочность при изгибе.
Выполняется отдельно для шестерни и колеса при действии кратковременных максимальных нагрузок (в период пуска двигателя).
σF
ma
х
= σF
Кп
≤ [σF
]max΄
где Кп
– коэффициент перегрузки, из [2], табл. 1, с. 249 - Кп
=2,2.
σF
ma
х ш
= 114 · 2,2 = 250,8 МПа
≤ [σF
]max
ш
= 304 МПа,
σF
ma
х к
= 92 · 2,2 = 202,4 МПа
≤ [σF
]max
к
= 272 МПа.
Условия выполняются.
3.5 Определение сил в зацеплении (см. рис. 3.3)
- окружная сила 
- радиальная сила 
- осевая сила Fаш
= Fак
= F
t
к
tgβ
= 8651· tg
19,95
0
= 3139 Н
Схема сил в зацеплении
Рис.3.3.
4. Расчёт цилиндрической косозубой передачи || ступени
4.1 Кинематическая схема передачи и исходные данные для расчета
Кинематическая схема передачи
Рис.4.1.
Исходные данные.
Таблица 4.1.
Исходные данные для расчета передачи
параметры
№ вала
|
N, кВт |
ω, рад/с |
M,Нм |
ид34 |
идобщ |
| 3 |
14,9 |
8,56 |
1740 |
4 |
47,68 |
| 4 |
14,3 |
2,14 |
6682 |
4.2 Выбор материала и определение допустимых напряжений
Материалы зубчатых колес.
Для уравновешивания долговечности шестерни и колеса, уменьшения вероятности заедания и лучшей приработки твердость зубьев шестерни необходимо выбирать большей, чем твердость колеса: НВш
= НВк
+
(20…50).
Так как к габаритам передачи не накладываются жесткие условия, то для изготовления зубчатых колес, из [6], принимаем материалы для шестерни – сталь 50
, для колеса – сталь 40.
Параметры материалов зубчатых колес сводим в таблицу 3.2.
Таблица 4.2.
Материалы зубчатых колес
| Материал |
Термообработка |
Предел теку-чести, σт, МПа |
Твердость, НВ |
| Шестерня |
Сталь 50 |
нормализация |
380 |
180 |
| Колесо |
Сталь 40 |
нормализация |
340 |
154 |
Допустимые контактные напряжения:
,
где σН
lim
– граница контактной долговечности поверхности зубцов, соответствует базовому числу циклов изменения напряжений NН0
= 30 НВ
2,4
, (при твердости поверхности зубьев ≤350 НВ,
σН
lim
b
= 2 НВ
+70):
σН
l
im
b
ш
= 2·180+70=430МПа, σН
lim
b
к
=2· 154 + 70=378 МПа;
NН0ш
= 30·1802,4
= 7,76·106
, NН0к
= 30 · 1542,4
= 5,3·106
;
KFL
– коэффициент долговечности, который учитывает время службы и режим нагрузок передачи, определяется соотношением NF0
и (NΣ
KF
Е
); KF
Е
– коэффициент интенсивности режима нагрузки, из [6], табл. 1.1, для легкого режима принимаем KF
Е
= 0,02.
NΣ
m
·KF
Е
= 1,05·108
·0,02 = 2,1·106
< NF0
= 4·106
,
NΣк
·KF
Е
= 0,26·108
·0,02 = 0,52·106
< NF0
= 4·106
.
Так как в обоих случаях NF0
> NΣ
KF
Е
, то согласно [ ], коэффициент долговечности:
;
.
KFC
- коэффициент реверсивности нагрузки, для нереверсивной передачи КН
L
– 1,0, [6].
; 
Допустимые максимальные контактные напряжения.
[σН
]max
= 2,8 σТ
.
[σН
]max
ш
= 2,8·380 = 1064 МПа
, [σН
]max
к
=2,8·340=952 МПа.
Допустимые максимальные напряжения на изгиб.
[σF
]max
= 0,8 σТ
.
[σF
]max
ш
= 0,8·380 = 304 МПа.,
[σF
]max
к
=
0,8·340 = 272 МПа
.
4.3 Определение геометрических параметров
Межосевое расстояние.
Из условий контактной усталости поверхности зубьев:
,
где Ка
– коэффициент межосевого расстояния, из [6], для косозубых передач Ка
= 4300 Па1/3
; 
- коэффициент ширины зубчатого венца по межосевому расстоянию, из [6], для косозубой передачи принимаем
ψ
ba
= 0,45; и
= ид
34
= 4;
КНβ
– коэффициент распределения нагрузки по ширине венца зубчатого колеса, из [6], табл.1.2, в зависимости от ψ
bd
= 0,5 ψ
ba
(и+
1) = 0,5 · 0,45 · (4+1) = 1,13, для косозубой передачи КНβ
= 1,046;[σН
] – наименьшее из двух значений (шестерни и колеса) допустимых контактных напряжений, МПа
.
,
Определение модуля.
Первоначальное значение расчетного модуля зубьев определяется
S
Н
– коэффициент безопасности (запас прочности ), зависит от термообработки и характера нагрузок, принимаем S
Н
= 1,1, [6];
КН
L
– Коэффициент долговечности, который учитывает время службы и режим нагрузок передачи, определяется из соотношения NН0
и дополнения (NΣ
·КНЕ
); КНЕ
– коэффициент интенсивности режима нагрузки, из [6], табл. 1.1, для легкого режима принимаем КНЕ
= 0,06.
NΣ
- суммарное число циклов нагрузки зубьев за все время службы передачи:
,
где Lh
–время службы передачи, для односменной работы Lh
=1·10 4
час.
, 
.
NΣш
· КНЕ
=0,49 · 108
· 0,06 = 2,94 · 106
< NН0ш
= 7,76 · 106
,
NΣк
· КНЕ
= 0,12 · 108
· 0,06 = 0,72 · 106
< NН0ш
=
5,3 ·106
.
Так как в обоих случаях NН0
>NΣ
· КНЕ
, то коэффициент долговечности
,
.
Мпа
; 
МПа
Допустимые напряжения на изгиб.
,
где σF
limb
– граница выносливости поверхности зубцов при изгибе, соответствует базовому числу циклов смены напряжений NFо
= 4 · 106
, [6], (при твердости поверхности зубьев ≤350 НВ,
σF
limb
= НВ
+ 260):
σF
limb
ш
= 180 +260 = 440МПа,
σF
limb
к
= 154 + 260 = 414 МПа;
SF
–
коэффициент безопасности (запас прочности), из [2], принимаемSF
= 1,8,
где β
– угол наклона зубьев, для косозубой передачи β
= 20°;
Zш
– число зубьев шестерни, согласно [6] принимаем Zш
= 20;
Zш
– число зубьев колеса, Zк
= Zш
и
= 20·4 = 80.
Согласно [6], табл.1.3, принимаем m
п
=
8,0 мм
.
- ширина: b
к
= ψ
d
а
аw
= 0,45 · 425 = 191,25 мм
.
Принимаем b
к
= 220 мм
.
4.4 Проверочный расчет передачи
Расчет на контактную усталость. распределения нагрузки по ширине венца зубчатого колеса, из [6], табл. 1.9, в зависимости от ψ
ba
= 1, 13 (см. разд. 3.3.1.) для косозубой передачи К Fβ
= 1,09; КF
V
- коэффициент динамической нагрузки, выбирается из табл. 1.10, [6], при ν = 1,77 м/с, КF
V
= 1,05; КF
= 1,00 · 1,09 · 1,05 = 1,14.
Условия выполняются.
Расчет на прочность при изгибе.
Выполняется отдельно для шестерни и колеса при действии кратковременных максимальных нагрузок (в период пуска двигателя).
σF
ma
х
= σF
Кп
≤ [σF
]max΄
где Кп
– коэффициент перегрузки, из [2], табл. 1, с. 249 - Кп
=2,0.
σF
ma
х ш
= 103 · 2,2 = 226,6 МПа
≤ [σF
]max
ш
= 304 МПа,
σF
ma
х к
= 84 · 2,2 = 184,8 МПа
≤ [σF
]max
к
= 272 МПа.
Условия выполняются.
4.5 Определение сил в зацеплении (см. рис. 3.3)
- окружная сила 
- радиальная сила 
- осевая сила Fаш
= Fак
= F
t
к
tgβ
= 20470 · tg
20° = 7450 Н
Схема сил в зацеплении
Рис.4.3.
где ZН
– коэффициент, учитывающий форму спряженных поверхностей зубьев: для косозубых - ZН
= 1,75, [6];
ZМ
= 275 · 103
Па1/2
- коэффициент учитывающий механические свойства материалов зубчатых колес, [6];
ZЕ
- коэффициент суммарной длинны контактный линий спряженных зубьев: для косозубых - ZЕ
= 0,8, [6];
КН
= КНа
КН β
КН
V
– коэффициент нагрузки : КНа
– коэффициент распределения нагрузки между зубьями из [6], табл. 1.4, КН а
= 1,15; КН β
= 1,046, см. разд.3.3.1, КН
V
– коэффициент динамической нагрузки, из [6], табл. 1.4, при
; К
HV
=1.02; КН
=1,15∙1,046∙1,02=1,22.
Так как σН
= 363 находится в пределах (0,9…1,0)[σН
], то расчет можем считать завершенным: 
.
Расчет на контактную прочность.
,
где Кп
=2,2, [σН
]max
– наименьшее из двух значений (шестерни и колеса) допустимых максимальных контактных напряжений, МПа
Условие выполняется.
расчет на усталость при изгибе.
Определяем отдельно для шестерни и колеса по формуле
,
где - Y
F
- коэффициент формы зуба, из [6], табл. 1.7, по эквивалентному числу зубьев Z
V
,
для косозубой передачи:
, YFш
=3,92;
,YFк
= 3,6.
Y
E
- коэффициент перекрытия зубьев, согласно [6] принимаем Y
E
=1,0.
Yβ
- коэффициент наклона зубьев, согласно [6] для косозубых передач принимается:
КF
= КFа
К Fβ
КF
V
- коэффициент нагрузки: КFа
– коэффициент распределения нагрузки между зубьями для косозубых - КFа
=1,0, [6], табл. 1,8; К Fβ
–коэффициент
Геометрические размеры цилиндрической зубчатой передачи
Рис 4.2.
Геометрический расчет передачи (см. рис. 4.2).
Межосевое расстояние
Принимаем аw
= 425 мм
.
Уточняем угол наклона зубьев
Размеры шестерни:
- делительный диаметр: 
- диаметр вершин зубьев: d
аш
= d
ш
+ 2mn
= 170 + 2 · 8,0 = 186мм;
- диаметр впадин: d
ƒш
= d
ш
– 2,5mn
= 170 – 2,5 · 8,0 = 150 мм
;
- ширина: b
ш
b
к
+ 5 мм
= 220 + 5 = 225 мм
.
Размеры колеса:
-делительный диаметр 
- диаметр вершин зубьев:d
ак
= d
к
+ 2mn
= 680 +2 · 8,0 = 696 мм
;
- диаметр впадин: d
ƒк
= d
к
– 2,5mn
= 680 – 2,5 · 8,0 = 660 мм;
5. Условный расчет валов
При отсутствии данных о моменте изгиба, диаметр вала определяют приблизительно по известному крутящему моменту из условий прочности на кручение по заниженным значениям допустимых напряжений:
где i-
номер вала, j
- номер участка ступенчатого вала, Мi
- крутящий момент на i-
тому валу, принимаем из табл.
1.2. Согласно рекомендаций [4], с.53, принимаем пониженные допускаемые напряжения кручения, для валов редукторов общего назначения, [τк
] = 25 МПа.
5.1 Определение диаметров входного валаредуктора
Схема входного вала редуктора
Рис. 5.1.
Согласно [7], с. 6 полученный диаметр округляем до ближнего большего значения из стандартного ряда Ra
40 ГОСТ6636-69.
Принимаем d
21
= 50 мм.
Диаметры других участков вала выбираем из стандартного ряда Ra
40 ГОСТ6636-69.
Принимаем d
22
=60 мм
d
23
= 60 мм
d
24
= 65 мм.
.2. Определение диаметров промежуточного вала редуктора
Схема промежуточного вала редуктора
Рис. 5.1.
6. Определение конструктивных размеров зубчатых колес
6.1 Размеры зубчатых колес цилиндрической передачи
I
ступени
Устанавливаем способ изготовления шестерни и вала – вместе или отдельно. Согласно рекомендаций [1], если 
- отдельно, 
– вместе, где d
fш
- диаметр впадин шестерни (d
fш
= 200,7 мм
, см. разд.3.3.3.11),
d
вш
- диаметр участка вала под шестерню (d
вш
= 60 мм
,
см. разд. 5.2)
-выполняем вместе.
6.2 Размеры зубчатых колес цилиндрической передачи
II
ступени
Устанавливаем способ изготовления шестерни и вала – вместе или отдельно. Согласно рекомендаций [1], если
- отдельно,
– вместе где d
fш
– диаметр впадин шестерни,,d
fш
=150 мм,
d
вш
- диаметр участка вала под шестерню d
вш
=
d
24
содержание ..
319
320
321 ..
|