- коэффициент, учитывающий угол охвата ведущего шкива;
Ср = 0,9- коэффициент нагрузки (таблица 2.1).
Ро - мощность, передаваемая одним ремнем, которая берется из таблицы П.7, [1, стр. 68],
в зависимости от диаметра шкива d3 линейной скорости ремня v.
Ро = 950 [Вт];
С, = 0,9- коэффициент, учитывающий неравномерность натяжения ремней
z=3
Определяем полезную окружную передаваемую силу:
(2.8)
Oпределяем силу предварительного натяжения ремня:
(2.9)
Так как , то второе слагаемое можно не учитывать.
Определяем силу давления на валы:
3. РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ
3.1. Выбор материалов и допускаемых напряжений
Так как крутящий момент ведомого вала равняется Т2=140[Нм], то целесообразнее всего цементация стали.
Для изготовления зубчатых колес выбираем сталь марки 25ХГТ. После термообработки, твердость шестерни составит около 610 НВ, а твердость колеса - около 570 НВ.
Допускаемые контактные напряжения:
; (3.1)
где: - базовый предел контактной выносливости;
При улучшении формула определения базового предела контактной выносливости примет вид (3.2):
SH - коэффициент запаса, принятый равным для цементации + закалки SH=1,2;
(3.3)
- коэффициент долговечности.
Однако следует учесть, что формула (3.3) работает только когда NHE>NHG. В противном случае следует принять
где: NHG1(2)- базовое число циклов предела контактной выносливости, определяемое по графикам, изображенным на рис. 3.
По графику определяем: NHG1=140*106
NHG2=130*106
NHE1(2)- эквивалентное число циклов нагружения шестерни и колеса, рассчитываемое по формуле:
(3.4)
где: L = 16 тыс. ч. - срок службы, приведенный в задании;
kmax,ki,li - относительные величины нагрузок и относительная продолжительность их действия, приведенные в задании на курсовое проектирование и циклограмме нагрузки:
Так как NHE1>NHG1,то
Так как NHE2>NHG2 ,то
Определим допускаемые напряжения изгиба:
базовый предел изгибной выносливости, равный для улучшения: (3.5)
Коэффициент запаса SF для цементации + закалки:
SF =1,5.
Коэффициент долговечности при закалке:
(3.6)
Однако следует учесть, что формула (3.3) работает только когда NFE>-NFG. В противном случае следует принять =1.
NFG1(2) - базовое число циклов. Примем NFG1(2) = 4*106.
(3.8)
Так как , то принимаем ;
(3.9)
Примем = 0,255 .
Тогда получим значение межосевого расстояния, округленное до стандартного:
(3.10)
Назначим модуль зацепления: mn=0.018*aw=1,3; Выберем стандартный модуль зацепления m=2.5 Определим суммарное число зубьев шестерни и колеса:
(3.11)
где: может принять значение в диапазоне от 0,86 до 0,88. Примем: ' = 0,87;
Округлим до целого значения, получив при этом =97. Далее уточним значение угла наклона зубьев:
, откуда:.
Определим число зубьев шестерни:
(3.12)
Тогда:
Проверим верность расчета:
(3.13)
Выполнение условия (3.15) свидетельствует о верности расчета.
Основные параметры зубчатых колес
Минимальное число зубьев, которое можно нарезать без смещения:
Так как, нарезаем колеса без смещения.
Начальные (делительные) диаметры зубчатых колес:
Диаметры окружностей выступов:
(3.14)
Диаметры окружностей впадин:
Ширина колес должна удовлетворять условию , примем b = 20 (мм), что соответствует условию.
Линейная скорость:
(3.15)
По таблице П. 14 [1, стр. 73], выбираем точности изготовления колес, в зависимости от линейной скорости. Как видно, для их изготовления достаточна восьмая (средняя) степень точности.
Определяем силу в зацеплении
Окружные силы:
Радиальные силы:
Осевые силы:
- коэффициент, учитывающий форму сопрягаемых поверхностей
3.3. Проверочный расчет зубчатых передач
Определяем фактические контактные напряжения:
z„ = 1,76^0,973 =1,733;
Коэффициент, учитывающий перекрытие: Т
zi =
sa - коэффициент торцевого перекрытия, который равен:
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зуба определяем по рисунку 4.2 [1, стр. 20]: к1ф = 1,3.
Коэффициент динамической нагрузки определяем из таблицы П.16 [1, стр.74]: ^,=1,02.
Теперь можем подставить значения всех найденных коэффициентов и выполнить проверку неравенства:
Далее определяем фактические напряжения изгиба для более слабых зубьев. Эквивалентное число зубьев прямозубых колес:
Теперь по рисунку 4.3 [1, стр. 21] определяем коэффициенты формы зубьев зубчатых колес YF];YF2, в зависимости от значений zvl;zv2. Итак, получили:
Ул(х = 0,006;г = 21)*4.15;
FF2(x = -0.006;z = 9l)*3,72.
Расчет фактического напряжения изгиба ведем для колеса, у которого отношение окажется меньше:
Как видно, расчет будем вести для шестерни: FY к к Y
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зуба определяем по рисунку 4.2 [1, стр. 20]: kFp = 1,3.
Коэффициент динамической нагрузки определяем из таблицы П. 16 [1, стр. 74]:
*,у=1,09.
Коэффициент, учитывающий наклон зубьев:
Теперь можем подставить значения всех найденных коэффициентов и выполнить проверку неравенства:
Выполнение условий проверочного расчета зубчатой передачи свидетельствует о верности выполнения основного расчета.
4. КОНСТРУИРОВАНИЕ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ РЕДУКТОРА
4.1. Конструирование ведущего вала
Выполним вал вместе с зубчатым колесом.
Определяем диаметр хвостовика вала из условий кручения:
rfM >(5,6 + 5,8)^; (4.1)
dhx = 5,6 ¦ ^/233.82 = 34.5 [лш].
Примемdhl = 35 [лш].
Далее назначаем диаметр под уплотнение:
^,=4,+(2 + 5); (4.2)
dy] =35 + 3 = 38[лш].
По данным таблицы П.41 [1, стр. 94] выбираем уплотнение: манжету резиновую армированную с размерами, мм: 38x58x10.
Теперь назначаем диаметр под подшипник dn], мм. Эта величина должна быть
больше d х и кратна 5 мм. Берем dnl = 40[лш].
По таблице П.20 [1, стр. 79] выбираем подшипник шариковый, радиально-упорный, легкой серии по принятому диаметру dn]. Параметры выбранного подшипника сводим в таблицу 4.1:
Таблица 4.1 Шарикоподшипник радиально-упорный под ведущий вал
Обозначение | Размеры, мм | Грузоподъемность, кН | ||||
36208 | d | D | В | С | Со | |
40 | 80 | 18 | 30 | 23,2 |
dH]=dn]+5 (4.2)
Диаметр упорного буртика:
'„,+5;
dhl = 40 + 5 = 45 [мм]. (4.3)
4.2. Конструирование ведомого вала
По крутящему моменту ведомого вала, по таблице П. 17 [1, стр. 75] так, чтобы выполнялось условие: Тм > 0,95Г2. Исходя из 0,95Г2 =950^у 2, выбираем муфту / м подГм = 1100 Д/ 2 ¦ Характеристики муфты заносим в таблицу 4.2:
Таблица 4.2
Муфта упругая втулочно-пальцевая по ГОСТ 21424-75
т, Нм2 | Размеры, мм | ||||||||||||||||
d | D | D, | Do | D3 | di | L | L, | L2 | h | h | h | / | b | dn | dp | ||
1100 | 60 | 220 | 208 | 170 | 35 | 120 | 286 | 140 | 85 | 42 | 45 | 32 | 22 | 6 | 18 | M12 |
Соглашаем диаметр хвостовика вала db2 с посадочным диаметром муфты d. dh2 =d = 60[лш].
Далее назначаем диаметр под уплотнение:
dy2=dh2+{2*5); (4.3)
dy2 = 60 + 3 = 63 [лш].
По данным таблицы П.41 [1, стр. 94] выбираем уплотнение: манжету резиновую армированную с размерами, мм: 63 х90х 10.
Теперь назначаем диаметр под подшипник dn2, мм. Эта величина должна быть больше d 2 и кратна 5 мм. Беремdn2 = 65 [лш].
По таблице П.20 [1, стр. 79] выбираем подшипник шариковый, радиально-упорный, легкой серии по принятому диаметру dn2. Параметры выбранного подшипника сводим в таблицу 4.3:
Таблица 4.3 Шарикоподшипник радиально-упорный под ведущий вал
Обозначение | Размеры, мм | Грузоподъемность, кН | ||||
362013 | d | D | В | С | Со | |
65 1200 | 23 | 57,9 | 51 |
После этого, диаметр под зубчатое колесо:
^=4,2+(4 + 6); (4.4)
</t =65 + 5 = 70;
Диаметр упорного буртика:
dB2=dk +(4 + 6); (4.5)
dE2 =70 + 5 = 75[лш].
4.3. Конструирование зубчатого колеса
Так как толщина колес & = 40[лш]>-20[лш], то выбираем кованые колеса с вырезом.
Далее произведем расчет параметров зубчатых колес. Расстояние до шпоночного паза шестерни:
Диаметр ступицы:
^m2=1M2; (4-6)
<и2=1,6-70 = 112[лш]
Длина ступицы:
lcm={\ + \,5)dk>b; (4.7)
lcm =1,26-10 = Щмм\;
Толщина обода:
S4,5m; (4.8)
S = 2,5-2.5 = 6.25[мм].
Толщина диска:
С = (0,2 + 0,3)Ь; (4.9)
С = 0,4-40 = 1б[лш].
Фаска:
/ = (0,5-5-0,7)/и; (4.10)
/ = 0.8-2.5 = 2 [лш].
Угол фаски выбираем аф=45°, радиус скруглений берем г = 10 мм. Диаметры отверстий в ступицах были определены исходя из прочности валов, и соответствуют диаметрам их хвостовиков. Они равняются: dh] = 35 мм, dh2 = 60мм для шестерни и колеса соответственно.
4.4. Расчет шпонок
4.4.1. Шпонка ведущего вала.
Шпонка ведущего вала располагается на его хвостовике. В зависимости от диаметра хвостовика dh], выбираем габариты шпонки bxh, мм по таблице П. 18
[1, стр. 77]: 10x8. Глубина паза вала /, =5 мм, а ступицы -t2 =Ъ.Ъмм. Определяем расчетную длину шпонки из условия сжатия: 20007;
(4.11)
а
db\
где:
сг 1 = 80 -П 50 [МЯа] - допускаемые напряжения смятия;
^ 2000-233.82г 1
/„, > = 26.7\мм\.
"' 35-150-(8-5) L J
Общая длина шпонки:
1>1р+Ь- (4.12)
/>26.7 + 10 = 36,7[лш].
Стандартную длину шпонки выбирают из ряда по таблице П. 18, [1, стр. 77]: / = 40[лш].
4.4.2. Шпонка ведомого вала.
Шпонка ведомого вала располагается на его хвостовике. В зависимости от диаметра колеса dk, выбираем габариты шпонки Ъ х h, мм по таблице П. 18
[1, стр. 77]: 20x12 . Глубина паза вала /, = 7.5 мм, а ступицы -t2 = 4.9мм. Определяем расчетную длину шпонки из условия сжатия:
2000-1000 „„„„г ,
/_, > -. г = 42.33\мм\.
рХ 70-150-(12-7.5) L J
Общая длина шпонки: /> 42.33 + 20 = 62.33 [мм].
Стандартную длину шпонки выбирают из ряда по таблице П. 18, [1, стр. 77]: / = 63[жм].
Эскизная компоновка редуктора
Компоновка редуктора выполняется на листе формата А2 в масштабе 1:1. При этой компоновке требуется уточнить некоторые габаритные размеры. Определяем минимальную толщину стенки корпуса:
Ј = 1,8^>8[лш]; (4.14)
Ј = 1,83/1000 =10.12 [лш].
Примем окончательно Ј = 11 мм.
Толщина крышки корпуса:
Ј,=(0,9н-1,0)Ј>8[лш]. (4.15)
Примем 8{ = 8 = 10 мм.
Зазоры между стенками корпуса и торцами шестерни:
А = (0,8-г-1,0)Ј >б[лш]; (4.16)
Примем А = 8 = 10 лш.
Расстояние от оси зубчатого колеса до стенки корпуса:
Д,=0,5<2+Д; (4.17)
Л,=0,5-208.6 + 10 = 114.3[лш].
Расстояние от оси шестерни до стенки корпуса:
A2=0,5dal+28; (4.18)
Д2=0,5-51.39 + 2-11 = 48[иш].
Диаметры болтов крепления фланцев и крышки редуктора:
с1Б^1,25-ф\>%[лш]; (4.19)
dE > 1,25-^1000= 12.5[лш].
Выбираем болты йБ =12.5 мм.
Назначаем ширину фланца хх »2,2dh =27.5 мм. На расстоянии х2=5 ло< от внутренней стенки корпуса симметрично относительно осей колес устраиваем выбранные подшипники качения, габариты которых были определенны нами выше. На расстоянии х3 = 15 мм от внешнего торца располагают хвостовики валов, диаметры которых известны, а длины определим следующим образом: lxl=B = {Z-l)e + 2f;
lxi =55[лш]
1х2=\\5[мм].
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
Иванов В.Н. Детали машин. -М: Высшая школа, 1984.
Курсовое проектирование деталей машин. Учебное пособие для техникумов. С.А. Чернавский и др. - М.: Машиностроение, 1979.
Страницы: 1, 2
