Цилиндрический редуктор с консольной шестерней
Дипломная работа - Разное
Другие дипломы по предмету Разное
?ости;
[SH] = 1,1 - коэффициент безопасности.
По таблице 3.2 гл. 3 [1] имеем для сталей с твердостью поверхностей зубьев менее HB 350 и термической обработкой (улучшением):
?H lim b = 2Hi + 70 .
?H lim b1 = 2 * 300 + 70 = 670 МПа;
?H lim b2 = 2 * 200 + 70 = 470 МПа;
Коэффициент долговечности:
KHL = (NH0i / NHi)1/6,
где NH0i - базовое число циклов нагружения;
NH0i = 30Нi2,4
H01 = 30 * 3002,4 = 2,6437*107
NH02 = 30 * 2002,4 = 0,999*107
Hi = 60* ni * C * t * Крев * ?к
n - частота вращения, об./мин.;= 1 - число колёс, находящихся в зацеплении;= 1000 ч. - продолжительность работы передачи в расчётный срок службы.
?к = 1 - клэффициент режима работы.
NH2 = 60 * 180,76 * 1 * 1000 * 0,5 * 1 = 0,54228*107
NH1 = NH2 * U1 = 0,54*107 * 5,25 = 2,84697*107
В итоге получаем:
КHL1 = (2,6437*107 / 2,84697*107 )1/6 = 1,
КHL2 = ( 0,999*107 / 0,54228*107 )1,6 = 1,1.
Допустимые контактные напряжения:
для шестерни [ ?H1 ] = (670 * 1) / 1,1 = 609 МПа,
для колеса [ ?H2 ] = (470 * 1,1) / 1,1 = 470 МПа.
Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение определяется по формуле (3.10) гл. III [1] :
[ ?H ] = 0,45( [ ?H1 ] + [ ?H2 ] ) = 0,45*(609+470) = 486 МПа.
Требуемое условие [ ?H ]min ? [ ?H ] ? 1,23[ ?H ]min
470 ? 486 ? 578
Условие выполнено.
.3 Проектировочный расчет на контактную выносливость
.3.1 Межосевое расстояние
a = Ka*(U + 1) * (T2 * KH? / [ ?H ] 2 * U2 * ?ba ) 1/3
Принимаем коэффициент симметричности расположения колес относительно опор по таблице 3.5 [1] : KH? = 1,2 ( при консольном расположении шестерни).
Коэффициент ширины зацепления ?ba = b / a = 0,15 … 0,5 (см. стр. 36 [1]). Примем: ?ba = 0,2 ( при консольном расположении шестерни).
Для косозубых колес Ka= 430.
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев найдем по формуле 3.7 гл. 3[1]:
a = 430 * (5,25 + 1) * (180 * 1,2 / 4862* 5,252 * 0,2)1/3 = 147,67 мм
Примем: a = 150 мм.
.3.2 Модуль зацепления
m = (0.015 ... 0.03) * a, мм
m = 2,25 … 4,5 мм.
по ГОСТ 9563-60* (см. стр. 36 [1]) принимаем m = 3 мм.
.3.3 Числа зубьев колес
Z? = 2a*cos? / m = 2 * 150 * cos20 / 3 = 93,969
При ?ba = 0,2 примем предварительно угол наклона зубьев ? = 20.
Числа зубьев шестерни и колеса:
z1 = Z? / (U + 1) = 93,969 / (5,25 + 1) = 15,035
Принимаем: z1 = 15
z2 = z1* U = 15 * 5,25 = 78,75
Принимаем: z2 = 79.
.3.4 Фактическое передаточное отношение
Uф = z2 / z1 = 79 / 15 = 5,267
Проверка: ((5,25 - 5,267) / 5,25) * 100% = 0,32% < 3%.
.3.5 Фактический угол наклона зубьев
?ф = arccos(m(z1+z2) / 2a) = arccos(3*(15+79) / 2*150) = 19,9484
cos?ф = 0,94.
.3.6 Основные размеры шестерни и колеса
диаметры делительные:
d1 = m * z1 / cos ?ф = 3 * 15 / cos(20) = 47,872 мм;
d2 = m * z2 / cos ?ф = 3 * 79 / 0,94 = 252,128 мм.
Проверка: a = (d2 + d1) / 2 = (252,128 + 47,872) / 2 = 150 мм.
диаметры вершин зубьев:
da1 = d1 + 2m = 47,872 + 2 * 3 = 53,872 мм;
da2 = d2 + 2m = 252,128 + 2 * 3 = 258,128 мм.
диаметры впадин зубьев:
df1 = d1 - 2,5m = 47,872 - 2,5 * 3 = 40,372 мм;
df2 = d2 - 2,5m = 252,128 - 2,5 * 3 = 244,628 мм.
ширина колеса: b2 = ?ba * aТ = 0,2 x 147,67 = 29,534 мм;
примем b2 = 30 мм.
ширина шестерни: b1 = b2 + (2…4) = 30 + 4 = 34 мм.
.3.7 Коэффициент перекрытия передачи
Торцевое перекрытие:
?a = 1,88 - 3,2 *((1/z1)+(1/z2)) cos?ф = 1,88 - 3,2 * ((1/15)+(1/79)) * 0,94 = 1,64 > [1,2]
?? = b*sin? / pm = 30*sin19,9484 / 3,14*3 = 1,1 > [1].
4. Усиия в зацеплении
Силы, действующие в зацеплении ( формулы (8.3) и (8.4) гл. VIII [1]):
окружная: Ft1 = Ft2 = 2000 * T / d = 2000 * 180 / 252,128 = 1427, 85 Н;
радиальная: Fr1 =Fr2 = Ft * tg(?) / cos(?) = 1427,85 tg(20o) / cos(19,9484) = 552,87 Н;
осевая: Fa1 = Fa2 = Ft * tg(?) = 1427,85 * tg(19,9484) = 518, 24 Н.
5. Проверочный расчёт спроектированной передачи
.1 Расчет на контактную выносливость
?H = (6135 * zн * z? / а) * v (Т2*Кн?*Кнv*KHa*(U+1)3) / (b*U2).
zн = v 2*cos? / sin2a = v 2* cos19,9484 / sin(2*20) = 1,71.
? = v 1 / ?a = v 1 / 1,64 = 0,78.
Кн? = 1,15 (для консольной схемы).
Кнv = f(V)
V= pd2n2 / 60*1000 = (3,14*252,128*180,76) / (60*1000) = 2,385 м/с.
Кнv*KHa = 1,13 (степень точности 8).
?H = (6135 *1,71*0,78 / 150)* v (180*1,15*1,13*(5,25+1)3) / (30*5,252) =
= 453,355 МПа < [?H ] = 486 МПа
Передача удовлетворяет степени точности.
Недогрузка: ((453,355 - 486) / 486) * 100% = 6,7% < 10%
.2 Расчет на контактную прочность при действии Тmax
Т = Тmax
5.2.1 Допускаемые контактные напряжения
?Hрм = 2,8 * ?Т - для улучшения
?Hрм1 = 2,8 * 600 = 1680 МПа
?Hрм2 = 2,8 * 450 = 1260 Мпа
.2.2 Действительные максимальные напряжения
?Hм = ?H * v (Tmax/Tном) = 486 * v 2,1 = 704,28 МПа < ?Hрм = 1260 МПа.
6. Расчет цепной передачи
Выбираем приводную роликовую однорядную цепь (cм. гл. VII [1], табл. 7.15).
Вращающий момент на ведущей звездочке Т3=Т2=180 Нм.
Передаточное число было принято ранее: Uц = 4.
Число зубьев ведущей звездочки (см. с.148 [1]):
3 = 31 - 2*Uц = 31 - 2 * 4 = 23
Число зубьев ведомой звездочки:
4 = z3 * Uц = 23 * 4 = 92
Тогда фактическое передаточное число:
ц = Z4 / z3 = 92 / 23 = 4 .
Отклонение 0%.
Расчетный коэффициент нагрузки (см. гл. VII [1], формулу 7.38 [1] и пояснения к ней):
Кэ = kд * kа * kн * kр * kсм * kп
где: kд = 1 - динамический коэффициент при спокойной нагрузке;a = 1 - коэффициент, учитывающий влияние межосевого расстояния
(aц ? (30...60) * t);н - коэффициент, учитывающий влияние угла наклона линии центров к горизонту, при наклоне до 60o kн = 1;р = 1,25 - коэффициент, учитывающий способ регулирования натяжения цепи, в нашем случае при периодическом регулировании;см = 1 - коэффициент, учитывающий способ смазки, в нашем случае при непрерывной смазке;
Кп = 1 - коэффициент, учи?/p>