2 Выбор электродвигателя и кинематический расчёт 4

Вид материала

Реферат

Содержание 5Расчёт 3-й зубчатой цилиндрической передачи

Подобный материал:

• 2 Выбор электродвигателя и кинематический расчёт, 342.64kb.
• Пояснительная записка содержит: 5 рис., 4 источника, 22 стр, 223.14kb.
• Реферат пояснительная записка содержит: 5 рис., 4 источника, 22 стр, 222.54kb.
• 4. Выбор рабочего освещения в производственном помещении, 249.64kb.
• С. М. Кирова Кафедра "Техническая механика" курсовойпроек т на тему: "Расчет поворотного, 848.17kb.
• «Теория колебаний», 51.17kb.
• Темы курсовых работ: «Расчет и разработка схем ввода-вывода на мс кр1533»; «Анализ, 22.11kb.
• Лекции и практические занятия, курсовая работа, 13.54kb.
• Запись управляющей программы в коде iso-7bit Расчет и выбор норм времени, 13.78kb.
• Тема материалы, 18.42kb.

5Расчёт 3-й зубчатой цилиндрической передачи

5.1Проектный расчёт

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками (см. табл. 2.1-2.3[2]):


- для шестерни : сталь : 45

термическая обработка : улучшение

твердость : HB 230


- для колеса : сталь : 40Л

термическая обработка : нормализация

твердость : HB 160


Допустимые контактные напряжения (стр. 13[2]) , будут:


[]_H = ,


По таблицам 2.1 и 2.2 гл. 2[2] имеем для сталей с твердостью поверхностей зубьев менее HB 350 :


_{H lim b} = 2 ^x HB + 70 .


_{H lim(шестерня)} = 2 ^x 230 + 70 = 530 МПа;

_{H lim(колесо)} = 2 ^x 160 + 70 = 390 МПа;


S_H - коэффициент безопасности S_H = 1,1; Z_N - коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса.


Z_N = ,


где N_HG - число циклов, соответствующее перелому кривой усталости, определяется по средней твёрдости поверхности зубьев:


N_HG = 30 ^x HB_ср^2.4  12 ^x 10⁷

N_{HG(шест.)} = 30 ^x 230^2.4 = 13972305,126

N_HG(кол.) = 30 ^x 160^2.4 = 5848024,9


N_HE = _H ^x N_к - эквивалентное число циклов.


N_к = 60 ^x n ^x c ^x t_


Здесь :


- n - частота вращения, об./мин.; n_шест. = 140,079 об./мин.; n_кол. = 25,014 об./мин.

- c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении;


t_ = 365 ^x L_г ^x C ^x t_c ^x k_г - продолжительность работы передачи в расчётный срок службы, ч.


- L_г=5 г. - срок службы передачи;

- С=1 - количество смен;

- t_c=8 ч. - продолжительность смены;

- k_г=0,822 - коэффициент годового использования.


t_ = 365 ^x 5 ^x 1 ^x 8 ^x 0,822 = 12001,2 ч.


_H = 0,125 - коэффициент эквивалентности по табл. 2.4[2] для лёгкого режима нагрузки (работа большую часть времени с нагрузками ниже средних).Тогда:


N_{к(шест.)} = 60 ^x 140,079 ^x 1 ^x 12001,2 = 100866965,688

N_к(кол.) = 60 ^x 25,014 ^x 1 ^x 12001,2 = 18011881,008


N_{HE(шест.)} = 0,125 ^x 100866965,688 = 12608370,711

N_HE(кол.) = 0,125 ^x 18011881,008 = 2251485,126


В итоге получаем:


Z_N(шест.) = = 1,017


Z_N(кол.) = = 1,172


Z_R = 0,9 - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости сопряжённых поверхностей зубьев.


Z_v - коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости: Z_v = 1...1,15 .


Предварительное значение межосевого расстояния:


a_' = K ^x (U + 1) ^x


где К - коэффициент поверхностной твёрдости зубьев, для данных сталей К=10, тогда:


a_' = 10 ^x (5,6 + 1) ^x = 207,147 мм.


Окружная скорость V_{предв. :}


V_предв. = = = 0,46 м/с


По найденной скорости получим Z_v:


Z_v = 0.85 ^x V_предв.^0.1 = 0.85 ^x 0,46^0.1 = 0,786


Принимаем Z_v = 1.


Допустимые контактные напряжения:

для шестерни []_H1 = = 441,008 МПа;


для колеса []_H2 = = 373,975 МПа;


Для косозубых колес расчетное допустимое контактное напряжение находим по формуле на стр. 14[2]:


[]_H =


Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение будет:


[]_H = = 408,868 МПа.


Требуемое условие выполнено :


[]_H = 408,868 МПа < 1.25 ^x []_H2 = 1.25 ^x 373,975 = 467,468 МПа.


Допустимые напряжения изгиба (стр. 15[2]) , будут:


[]_F = ,


По таблицам 2.1 и 2.2 гл. 2[2] имеем


_{F lim(шестерня)} = 414 МПа;

_{F lim(колесо)} = 288 МПа;


S_F - коэффициент безопасности S_F = 1,7; Y_N - коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса.


Y_N = ,


где N_FG - число циклов, соответствующее перелому кривой усталости:


N_FG = 4 ^x 10⁶


N_FE = _F ^x N_к - эквивалентное число циклов.


N_к = 60 ^x n ^x c ^x t_


Здесь :


- n - частота вращения, об./мин.; n_шест. = 140,079 об./мин.; n_кол. = 25,014 об./мин.

- c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении;


t_ = 365 ^x L_г ^x C ^x t_c ^x k_г - продолжительность работы передачи в расчётный срок службы, ч.


- L_г=5 г. - срок службы передачи;

- С=1 - количество смен;

- t_c=8 ч. - продолжительность смены;

- k_г=0,822 - коэффициент годового использования.


t_ = 365 ^x 5 ^x 1 ^x 8 ^x 0,822 = 12001,2 ч.


_F = 0,016 - коэффициент эквивалентности по табл. 2.4[2] для лёгкого режима нагрузки (работа большую часть времени с нагрузками ниже средних).Тогда:


N_{к(шест.)} = 60 ^x 140,079 ^x 1 ^x 12001,2 = 100866965,688

N_к(кол.) = 60 ^x 25,014 ^x 1 ^x 12001,2 = 18011881,008


N_{FE(шест.)} = 0,016 ^x 100866965,688 = 1613871,451

N_FE(кол.) = 0,016 ^x 18011881,008 = 288190,096


В итоге получаем:


Y_N(шест.) = = 1,163


Y_N(кол.) = = 1,55


Y_R = 1 - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости, переходной поверхности между зубьями.


Y_A - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (реверса). При нереверсивной нагрузке для материалов шестерни и колеса Y_A = 1 (стр. 16[2]).


Допустимые напряжения изгиба:


для шестерни []_F1 = = 283,225 МПа;


для колеса []_F2 = = 197,026 МПа;


По таблице 2.5[2] выбираем 9-ю степень точности.

Уточняем предварительно найденное значение межосевого расстояния по формуле (стр. 18[2]):


a_ = K_a ^x (U + 1) ^x ,


где К_a = 43 - для косозубой передачи, для симметрично расположенной цилиндрической передачи выбираем _ba = 0,4; K_H - коэффициент нагрузки в расчётах на контактную прочность:


K_H = K_Hv ^x K_H ^x K_H


где K_Hv = 1,02 - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения (выбирается по табл. 2.6[2]); K_H - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, обусловливаемую погрешностями изготовления (погрешностями направления зуба) и упругими деформациями валов, подшипников. Коэффициент K_H определяют по формуле:


K_H = 1 + (K_H^o - 1) ^x K_H


Зубья зубчатых колёс могут прирабатываться: в результате повышенного местного изнашивания распределение нагрузки становиться более равномерным. Для определения коэффициента неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы K_H^o предварительно вычисляем ориентировочное значение коэффициента _bd:


_bd = 0.5 ^x _ba ^x (U + 1) =

0.5 ^x 0,4 ^x (5,6 + 1) = 1,32


По таблице 2.7[2] K_H^o = 1,072. K_H = 0,19 - коэффициент, учитывающий приработку зубьев (табл. 2.8[2]). Тогда:


K_H = 1 + (1,072 - 1) ^x 0,19 = 1,014


Коэффициент K_H определяют по формуле:


K_H = 1 + (K_H^o - 1) ^x K_H


K_H^o - коэффициент распределения нагрузки между зубьями в связи с погрешностями изготовления (погрешность шага зацепления и направления зуба) определяют в зависимости от степени точности по нормам плавности для косозубой передачи и для данного типа сталей колёс:


K_H^o = 1 + 0.25 ^x (n_ст - 5) =

1 + 0.25 ^x (9 - 5) = 2

Так как значение получилось большим 1.6, то принимаем K_H^o = 1.6


K_H = 1 + (1,6 - 1) ^x 0,19 = 1,114


В итоге:


K_H = 1,02 ^x 1,014 ^x 1,114 = 1,152


Тогда:


a_ = 43 ^x (5,6 + 1) ^x = 227,367 мм.


Принимаем ближайшее значение a_ по стандартному ряду: a_ = 224 мм.


Предварительные основные размеры колеса:

Делительный диаметр:


d₂ = = = 380,121 мм.


Ширина:


b₂ = _ba ^x a_ = 0,4 ^x 224 = 89,6 мм.


Ширину колеса после вычисления округляем в ближайшую сторону до стандартного числа (см. табл. 24.1[2]): b₂ = 90 мм.


Максимально допустимый модуль m_max, мм, определяют из условия неподрезания зубьев у основания:


m_max  = = 3,993 мм.


Минимально допустимый модуль m_min, мм, определяют из условия прочности:


m_min =


где K_m = 2.8 ^x 10³ - для косозубых передач; []_F - наименьшее из значений []_F1 и []_F2.

Коэффициент нагрузки при расчёте по напряжениям изгиба:


K_F = K_Fv ^x K_F ^x K_F


Здесь коэффициент K_Fv = 1,04 - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения, связанную прежде всего с ошибками шагов зацепления шестерни и колеса. Находится по табл. 2.9[2] в зависимости от степени точности по нормам плавности, окружной скорости и твёрдости рабочих поверхностей. K_F - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца, оценивают по формуле:


K_F = 0.18 + 0.82 ^x K_H^o = 0.18 + 0.82 ^x 1,072 = 1,059


K_F = K_H^o = 1,6 - коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями.


Тогда:


K_F = 1,04 ^x 1,059 ^x 1,6 = 1,762


m_min = = 1,419 мм.


Из полученного диапазона (m_min...m_max) модулей принимаем значение m, согласуя его со стандартным: m = 2,5.

Для косозубой передачи предварительно принимаем угол наклона зубьев:  = 8^o.

Суммарное число зубьев:


Z_ = = = 177,456


Полученное значение Z_ округляем в меньшую сторону до целого числа Z_ = 177. После этого определяется действительное значение угла ^o наклона зубьев:


 = = = 8,987^o


Число зубьев шестерни:


z₁ =  z_1min = 17 ^x Cos³() = 16,38217 (для косозубой и шевронной передач).


z₁ = = 26,818


Принимаем z₁ = 27


Коэффициент смещения x₁ = 0 при z₁  17.


Для колеса внешнего зацепления x₂ = -x₁ = 0

Число зубьев колеса внешнего зацепления:


z₂ = Z_ - z₁ = 177 - 27 = 150


Фактическое передаточное число:


U_ф = = = 5,556


Фактическое значение передаточного числа отличается на 0,8%, что не более, чем допустимые 3%.


Делительное межосевое расстояние:


a = 0.5 ^x m ^x (z₂ + z₁) = 0.5 ^x 2,5 ^x (150 + 27) = 221,25 мм.


Коэффициент воспринимаемого смещения:


y = = = -1,1


Диаметры колёс:

делительные диаметры:


d₁ = = = 68,339 мм.


d₂ = 2 ^x a_ - d₁ = 2 ^x 224 - 68,339 = 379,661 мм.


диаметры d_a и d_f окружностей вершин и впадин зубьев колёс внешнего зацепления:


d_a1 = d₁ + 2 ^x (1 + x₁) ^x m = 68,339 + 2 ^x (1 + 0) ^x 2,5 = 73,339 мм.


d_f1 = d₁ - 2 ^x (1.25 - x₁) ^x m = 68,339 - 2 ^x (1.25 - 0) ^x 2,5 = 62,089 мм.


d_a2 = d₂ + 2 ^x (1 + x₂ - y) ^x m = 379,661 + 2 ^x (1 + 0 - (-1,1)) ^x 2,5 = 383,661 мм.


d_f2 = d₂ - 2 ^x (1.25 - x₂) ^x m = 379,661 - 2 ^x (1.25 - 0) ^x 2,5 = 373,411 мм.