3.1 Расчет зубчатой конической передачи Z3 – Z4
Исходные данные:
- Вращающий момент на меньшем колесе T3=26,619 Н∙м
- Частота вращения меньшего колеса n3= 1432 об/мин
- Передаточное число зубчатой передачи u 3-4=2,1
- Делительный угол наклона линии зуба β=0°
- Межосевой угол передачи 
- Коэффициент смещения исходного контура X3=X4=0
- Режим нагружения постоянный;
- Производство единичное.
- Ресурс передачи Lh= 8760 ч.
Проектировочный расчет из условия сопротивления контактной усталости поверхностей зубьев:
1) Задаем материал и твердости рабочих поверхностей зубьев.
Материал шестерни и колеса: сталь 45, термообработка "улучшение".
Твердость шестерни Н3 = 284 НВ, колеса Н4 = 248 НВ [2, С.5].
2) Определяем допускаемые контактные напряжения, не вызывающие опасной контактной усталости материалов колес
где  – базовый предел контактной выносливости материалов зубьев, МПа;
ZN – коэффициент долговечности;
[SH] – минимальный коэффициент запаса прочности;
ZR – коэффициент, учитывающий влияние исходной шероховатости сопряженных поверхностей зубьев;
ZV – коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости колес;
ZX – коэффициент, учитывающий размеры зубчатых колес.
 [SH]4,5=1,1 [2, С.5] при термообработке «улучшение»;
где  – базовое число циклов напряжений;
Nне – эквивалентное число циклов изменения контактных напряжений;
qн – показатель степени кривой контактной усталости.
где j – число вхождений рассчитываемой стороны зуба в зацепление за один оборот колеса;
 – коэффициент, учитывающий форму циклограммы нагружения. При постоянном режиме нагружения (одноступенчатая циклограмма) = 1[2, С.7].
Так как NHE3,4 > NHlimB3,4 qH =20 [2, С.7] .
ZR ∙ ZV ∙ ZX = 0,9 [2, C.7] – на этапе проектировочного расчета.
Расчетное допускаемое контактное напряжение для прямозубых колес [2, С.6]
3) Определяем внешнее конусное расстояние из условия сопротивления контактной усталости активных поверхностей зубьев, мм
 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий [2, С.10];
 – коэффициент ширины зубчатого венца относительно конусного расстояния.  задают в пределах 0,25 - 0,3, где  - рабочая ширина зубчатого венца передачи;
– определяют по таблице 3.1 по коэффициенту ширины венца эквивалентного цилиндрического колеса  .
4) Определяем числа зубьев колес
где  – коэффициент ширины зубчатого венца относительно модуля. Рекомендуется задавать  .
5) Уточненное значение передаточного числа
6) Внешний делительный модуль зубьев, мм
7) Округляем модуль до стандартного:
 = 5 мм [2, C.11]
8) Уточняем внешнее конусное расстояние, мм
9) Рабочая ширина венца зубчатой передачи
11) Определяют средние делительные диаметры колес
где m – средний делительный модуль зубьев, мм
12) Определяем внешние делительные диаметры колес, мм
13) Определяем среднее конусное расстояние, мм
14) Определяем приближенное значение коэффициента перекрытия
где  - число зубьев эквивалентного цилиндрического колеса.
15) Определяем окружную скорость колес на среднем делительном диаметре, м/с
Убеждаем, что полученные параметры передачи приемлемы по конструктивным и технологическим соображениям. В противном случае вводят коррективы и задают окончательные размеры для проверочного расчета.
16) Назначаем степень точности передачи 7, так как V3 = V4 = 6,16 м/с меньше 10 м/с [2, С .12].
Проверочный расчет на сопротивление контактной усталости активных поверхностей зубьев
16) Расчетное контактное напряжение в полюсе зацепления
где  – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес.
Для стальных колес ZE = 190 [2, С.13];
 – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления;
 – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;
 – окружная сила на делительном цилиндре, в торцовом сечении, Н;
 – коэффициент нагрузки, при расчете по контактным напряжениям.
 :
Так как   :
где  – коэффициент, учитывающий влияние твердости поверхностей зубьев [2, С. 14]
 – коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зубьев шестерни и колеса [2, С. 14].
При  , Н3 и Н4 < 350 НВ = 1,08 [2, С. 22].
где  – коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку (за пределами зацепления). = 1 [2, С. 13];
 – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении;
– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий;
 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями из-за погрешности изготовления. = 1 [2, С. 13].
17) Уточненное значение расчетного допускаемого контактного напряжения
где  = 0,9 [2, С. 7];
 = 1,02 [2, С. 7], т.к. V3 = V4 = 6,16 м/с > 5 м/с, то  ;
 = 1,0 [2, С. 7], т.к. d4 < 700 мм.
15) Проверка сопротивления активных поверхностей зубьев контактной усталости
Сопротивление зубьев контактной усталости обеспечивается, так как допускается 5% перегрузка. Усталостного выкрашивания зубьев не будет.
Проверочный расчет на сопротивление усталости зубьев при изгибе
16) Напряжения изгиба в опасных сечениях на переходных поверхностях зубьев шестерни и колеса
где b – ширина венца зубчатого колеса (b3= b4= bW=30 мм);
 – коэффициент, учитывающий форму зуба. При X3 = 0 и числе зубьев эквивалентного колеса
YF3 = 4,08
При Х4 = 0 и
YF4 = 3,7 [2, С. 16]
 – коэффициент, учитывающий влияние наклона зубьев.
Принимаем = 1 [2, С.15];
 – коэффициент, учитывающий влияние перекрытия зубьев. Так как  <1 =1 [2, С.15];
 – коэффициент нагрузки при расчете на изгиб.
где 
где
при  [2, С.10]  [2, С.15].
17) Допускаемое напряжение изгиба, не вызывающее усталостной поломки зуба
где  – базовый предел изгибной выносливости, МПа;
 – минимальный коэффициент запаса прочности;
 – коэффициент долговечности при изгибе;
 – коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности;
 – коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса;
 – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки;
 – коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса;
 – коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зубьев;
 – коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения переходной поверхности.
 = 6 для стальных колес с нешлифованной переходной поверхностью [2, С.17].
 =  =  циклов [2, С.17].
 =  и = при постоянном режиме нагружения, так как μF = μH = 1 [2, С.7].
= 1,2 [2, С.16] для полированных зубьев YR.
= 1 [2, C.16] при одностороннем приложении нагрузки.
= 1 [2, С.16] для поковок.
 =  = 1,1 [2, С.5],
 =  = 1,2 [2, С.5].
18) Проверка сопротивления зубьев усталости при изгибе
 = 79,38 МПа < 1,05   = 505,69 МПа;
 = 71,99 МПа < 1,05  = 437,35 МПа.
Сопротивление зубьев усталости при изгибе обеспечивается. Усталостной поломки зубьев в пределах расчетного срока службы не будет.
3.2 Расчет открытой прямозубой цилиндрической передачи Z5-Z6
Исходные данные:
- Вращающий момент на меньшем колесе T5=52,573 Н∙м
- Частота вращения меньшего колеса n5= 681,905 об/мин
- Передаточное число зубчатой передачи u 5-6=3,1
- Делительный угол наклона линии зуба β=0°
- Режим нагружения постоянный;
- Производство единичное.
- Ресурс передачи Lh= 8760 ч.
Так как передача открытая, то для нее производят расчет на выносливость по напряжениям изгиба с учетом износа зубьев в процессе эксплуатации. В этом случае нет необходимости проверять выносливость поверхностей зубьев по контактным напряжениям, так как абразивный износ поверхностей зубьев предотвращает их выкрашивание от переменных контактных напряжений. Передача является прямозубой.
Марка стали 45; Термическая обработка – улучшение.
Определим допускаемые напряжения изгиба:
 , МПа
Для шестерни  = 1,75 * 284 = 497 МПа
Для колеса  = 1,75 * 248 = 434 МПа
Принимаем  , а коэффициенты долговечности по формуле:
 принимаем равным 1
 принимаем равным 1
Допускаемые напряжения:
Для шестерни 
Для колеса 
Определим число зубьев колёс:
Принимаем 
Уточняем значение передаточного числа. Отклонение не должно превышать +-4%.
Определим ориентировочное значение модуля из условия изгибной выносливости зубьев шестерни:
Принимаем значение коэффициента  = 1,28,  =3,7.
Определяем рабочую ширину венца передачи и округляем её до целого:
Определяем межосевое расстояние:
Определяем геометрические и кинематические параметры передачи:
- Делительные диаметры, мм
- Начальные диаметры, мм
- Диаметры впадин зубьев, мм
- Диаметры вершин зубьев, мм
- Коэффициент торцового перекрытия
- Осевой шаг зубьев, мм
- Коэффициент осевого перекрытия
при β=0 εβ=0
- Суммарный коэффициент перекрытия
- Основной угол наклона линии зуба, град
принимаем при x5+x6=0 и β=0 αtw=αt=α=200.
- Окружные скорости колёс на начальных цилиндрах, м/с
Назначаем степень точности передачи по ГОСТ 1643-81:
 , то назначаем 8 степень точности.
Проверочный расчет на сопротивление усталости зубьев при изгибе
Напряжения изгиба в опасных сечениях на переходных поверхностях зубьев шестерни и колеса
Окружная сила:
Коэффициент, учитывающий влияние наклона зуба:
Принимаем yε = 1, yf5 = 3,7, yf6 = 3,6, b6 = bw = 24 мм, b5 = 24+4 = 28 мм.
Коэффициент нагрузки при расчёте на изгиб:
где 
где
Принимаем g0 = 5,6, δF = 0,16.
Проверка сопротивления зубьев усталости при изгибе
 = 148,95 МПа < 1,05  = 208,74 МПа;
 = 169,07 МПа < 1,05  = 182,28 МПа.
Сопротивление зубьев усталости при изгибе обеспечивается. Усталостной поломки зубьев в пределах расчетного срока службы не будет.
4 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ (ОРИЕНТИРОВОЧНЫЕ) РАСЧЕТЫ ВАЛОВ I И II
Валы предполагается изготовить из стали 45 с термообработкой "улучшение" σb = 880 МПа, [τкр]IIСт45 = 30 Мпа
где  – значение заниженного допускаемого напряжения на кручение.
Расчет для I вала: r = 1,5 мм; t = 3 мм; f = 1 мм
d1 = 20 мм
d2 = d1 + 2∙t = 20 + 2∙3 = 26 мм
где t – высота заплечика
d3 = d4 + 3,2∙r = 35 + 3,2∙1,5 = 39,8 мм ≈ 40 мм
где r – высота фаски подшипника
d4 = d5 + (2..4) = 30 + 3 = 33 мм = 35 мм
Предварительно, предполагаем установить подшипники радиально-упорные роликовые конические: Подшипник 7207А ГОСТ 27365-87 с размерами d=35 мм, D=72 мм, В=17 мм.
d5 = d2 + 2…5 = 26 + 4 = 30 мм
l1 = 1,5 ∙ d1 = 1,5 ∙ 20 = 30 мм
l2 = 0,64 ∙ d4 = 0,64∙35 = 22,4 мм
l3 – определяем графически на эскизной компоновке
l4 = 2,5 ∙ а = 2 ∙ 17,7 = 44,25 мм – определяем графически на эскизной компоновке
l5 = 0,4∙ d4 = 0,4∙35 = 14 мм
Для II вала: r = 1,5 мм; t = 3 мм; f = 1 мм
d1 = 21 мм
d2 = d1 + 2∙t = 21 + 2∙3 = 27 мм ≈ 30 мм
где t – высота заплечика
d3 = d2 + 3,2∙r = 30 + 3,2∙1,5 = 34,8 мм ≈ 36 мм
где r – высота фаски подшипника
d4 = d2 = 30 мм
Предварительно, предполагаем установить подшипники радиально-упорные роликовые конические: Подшипник 7206А ГОСТ 27365-87 с размерами d=30 мм, D=62 мм, В=16 мм.
d5 = d3 + 3∙f = 36 + 3∙1 = 39 мм ≈ 40 мм
f – величина фаски ступицы колеса
l1 = 1,5 ∙ d1 = 1,5 ∙ 21 = 31,5 мм
l2 = 1,25∙d2 = 1,25 ∙ 30 = 37,5 мм
l3 – определяем графически на эскизной компоновке
l4 = B для роликовых конических подшипников
l5 – определяем графически на эскизной компоновке
5 ВЫБОР СПОСОБА И ТИПА СМАЗКИ ПОДШИПНИКОВ И ПЕРЕДАЧ
Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности износа трущихся поверхностей, а также для предохранения их от заедания, задиров, коррозии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей редуктора должны иметь надёжную смазку.
При окружной скорости колеса, погруженного в масло V3 ≤ 15 м/с можно применить смазку передач окунанием колес (картерную), так как при такой скорости не возможен сброс масляной плёнки с зубьев под действием центробежных сил.
При V3 > 1 м/с - разбрызгивание масла внутри редуктора настолько интенсивное, что образуется «масляной туман», которого достаточно для смазки неизолированных от внутренней полости редуктора подшипников
Так как окружная скорость колеса V3 = 6,16 м/с больше 1 м/с, этой скорости достаточно для образования внутри корпуса редуктора масляного тумана. Для исключения смывания смазки брызгами масла, с внутренней стороны, полости опор будут закрываться мазеудерживающими дисками. В качестве пластичного материала принимаем ЦИА- ТИМ201.
При скорости V = 6,16 м/с и контактных напряжениях σH = 331,38 МПа, согласно [5, С. 198], рекомендуемая вязкость масла равна 22 мм2/с. Такой вязкостью обладает масло Индустриальное И-Л-А-22.
Объем заливаемого в редуктор масла:
Находим уровень масла исходя из условий опущения шестерни в масло
6 ПЕРВАЯ ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА
6.1 Определение толщины стенки корпуса редуктора
1) Толщина стенки основания чугунного корпуса редуктора [1, С. 22]
где Re – внешнее конусное расстояние
Из технологических соображений при < 8 мм принимаем = 8 мм.
2) Толщина крышки корпуса редуктора
Из технологических соображений при < 8 мм принимаем = 8 мм.
3) Расстояние от торца колеса до внутренней стенки корпуса редуктора принять  , а со стороны зубчатого венца принять 
6.2 Определение диаметров болтов: фундаментных, в бобышках у подшипников, на тонких фланцах в разъеме корпуса
4) Диаметр фундаментных болтов [1, С. 22]
принимаем  М16.
5) Диаметр болтов, скрепляющих фланцы корпуса и крышки корпуса в районе размещения пошпиников
принимаем  М12.
6) Диаметр болтов, скрепляющих фланцы корпуса и крышки корпуса (по периметру)
принимаем  М8.
7) Ширина фланца для крепления редуктора фундаментными болтами dБ1 =16 мм:
Ф1=39 мм [1, с.22 ].
Ширина бобышки для крепления фланцев корпуса у подшипников, болтами dБ2 = 12 мм:
Б =33 мм [1, С.22 ].
 Ширина фланца для крепления крышки корпуса редуктора, болтами dБ3= 8 мм:
Ф2=25 мм [1, С.22 ].
Для удобства обработки шлифуемые поверхности должны выступать над литой поверхностью корпуса на 3…4 мм.
8) Толщина толстого фланца Ф1 (под фундаментные болты):
h1 = 2,35 · δ = 2,35 · 8 = 18,8 мм.
Толщина тонких фланцев Ф2 под болты dБ3:
h3 = 1,5 · δ = 1,5 · 8 = 12 мм.
6.3 Определение размеров фланцев крышек подшипников
Размеры чугунных фланцевых крышек подшипников принимаем по [1, С.25 ].
для вала I: Подшипник 7207А, у которого D = 72 мм:
диаметр винта крышки 8 мм;
количество винтов крышки 4 шт;
толщина фланца крышки 8 мм;
ширина фланца крышки 16 мм.
для вала II: Подшипник 7206А, у которого D = 62 мм:
диаметр винта крышки 8 мм;
количество винтов крышки 4 шт;
толщина фланца крышки 8 мм;
ширина фланца крышки 16 мм.
|
Скачать 0.6 Mb.