Технічне завдання на проект (стр. 2 из 7)

Y_S = 1 – при проектному розрахунку;

K_FL = ^M^FÖN_Fо/ N_Fе .

MF – показник степеня. MF =6 при HRC£ 35.

N_Fо - базове число циклів зміни напруг при згині. N_Fо = 4*10⁶

N_Fе - еквівалентне ( сумарне) число циклів зміни напруг,

N_Fе = 60Ln*n*n_з * К_Fе ;

Ln = t_екв= t_SS^k_{I = 1}(Ti/T)³ Ni = 17423.05 год.;

n₁ = 1445*хв^-1 ; n₂ =1445/4 = 361.25 хв^-1 ;

m₃₁= n₃₂= 1 – число зачеплень. К_Fе= 1;

N_Fе1 = 60*17423,05*1445*1,1 = 25,18*10⁶ циклів ;

N_Fе2= 60*17423,05*361,25*1,1 = 6,29*10⁶циклів;

В усіх випадках, коли N_Fе> N_Fо то K_FL =1.

K_FС = 1 – на витривалість при згині.

[s]_F1 = 450/1,75 * 1*1*1*1 = 257,14 МПа;

[s]_F2 = 432/1,75* 1*1*1*1 = 246,86 МПа;

Визначення максимально-допустимих напружень згину [s]_max

[s]_max = 27.4 HRC – для зубців, які підвержені нормалізації або поліпшенню:

[s]_max₁ = 27.4*25 = 685 МПа;

[s]_max₂ = 27.4*24 = 657 МПа;

Всі розрахунки зводимо до таблиці 4.2:

Таблиця 4.2

[s]_H, МПа	[s]_Hp, МПа	[s]_Hmax, МПа	[s]_F, МПа	[s]_Fmax, МПа
Шестерня	518,18	458,18	1456	257,14	685
Колесо	500	458,18	1260	246,86	657.6

4.5 ПРОЕКТНИЙ РОЗРАХУНОК ЗУБЧАТОЇ ПЕРЕДАЧІ.

Мінімальна міжосьова відстань передачі (23.32; N2):

a_wmin = К_а(u + 1)³Ö(T₂ - К_н_b)/Yba *u [s]²_Hp,

де К_а- допоміжний коефіцієнт = 430 МПа^1/3;

Yba = 0.40 – коефіцієнт ширини вінця;

Ybd = 0.5Yba (u + 1) = 0.5*0.4(4+ 1) = 1.

За графіком на мал. 23.8 [1] залежно від Ybd визначаємо коефіцієнт нерівномірності навантаження по ширині зубчатих вінців. К_н_b = 1.17

a_w = 430(4+1)³Ö(34,327*1,17)/0,4*4*500² = 99,93 мм.

По ГОСТу 21185- 60 [4] a_w= 100 мм, кут нахилу лінії зубців попередньо беремо b = 15^о. Число зубців шестерні z₁ = 19; z₂ = z₁ u = 19*4 = 76.

За формулою (23.33; №2) визначаємо :

Mn = 2 a_w cosb/ (z₁ + z₂) = 2*100*cos15/(19+76) = 2.03 Мпа;

Стандартний модуль зубців Mn = 2(ст. 260 [1]), тоді фактичний кут нахилу лінії зубців: cosb = Mn(z₁ + z₂)/ 2 a_w = 2(19+76)/2*100 = 0,95, тоді b = 18^о 10^І 20^ІІ

4.6 Попередні значення деяких параметрів передачі.

Визначаємо ділильні діаметри шестерні і колеса:

d₁ = 2 a_w /u +1 = 2*100/4 +1 = 40 мм;

d₂ = d₁ u = 40*4 = 160 мм.

Ширина зубчастих вінців :

b₂ = Yba* a_w = 0.4*100 = 40 мм;

b₁ = b₂ +2 = 40 + 2 = 42 мм.

Колова швидкість зубчастих коліс.

v = 0.5w₁d₁ = 0.5pn* d₁/30 = 0.5*3.14*1445*0.04/30 = 3.02м/с.

За даними табл. 22.2 [1] вибираємо 9-й ступінь точності (n_ст =9). Для всіх показників точності зубців шестерні та колеса будуть :

z_v1 = z₁/cos³b = 19/0.95³ = 22.16;

z_v2 = z₂/cos³b = 76/0.95³ = 88.64.

Коефіцієнт торцевого перекриття визначаємо за формулою 23.6 [1].

E_a= [ 1.88 - 3.2 (1/ z₁+1/ z₂)] cosb = [1.88 – 3.2 (1/19 + 1/76)*0.95 = 1.59;

Коефіцієнт ocевого перекриття дістаємо із формули 23.7 [1].

E_b= b₂ sinb/(p*Mn) = 40*sin18^о 10^І 20^ІІ/3.14*2 = 1.99;

Колова сила у значенні зубчастих коліс:

F_t = F_Ht = F_Ft =2T₁ /d₁ = 2*34.327*10³ /40 = 1716.35H;

4.7 Розрахунок активних поверхонь зубців на контактну втому:

s_H = z_E * z_H * z_MÖw_Ht (u +1)/ d₁*u£ [s]_HР

де z_E = Ö1/Е₂ = Ö1/1,59 = 0,79 – коефіцієнт сумарної довжини контактних ліній;

z_H = 1,77 cosb = 1.77*0.95 = 1.68;

z_M = 275 МПа – коефіцієнт, який враховує механічні властивості матеріалів коліс.

Колова сила

w_Ht= F_t / b₂ * K_H_a * K_H_b * K_Hv ;

де K_H_a = 1,13 табл. 23,3 [1] – коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубцями;

K_Hv = 1,05 табл. 23,4 [1] – коефіцієнт динамічного навантаження;

Тоді: w_Ht= 1716.35*1.13*1.17*1.05/40 = 59.62 н/мм;

s_H= 0.79*1.68*2.75*Ö59.62*(4 +1)/40*4 = 498.18 МПа;

Стійкість зубців проти втомного викришування їхніх активних поверхонь забезпечується, бо s_H< [s]_HP, 498.18 < 500.

Розрахунок активних поверхонь зубців на контактну міцність за формулою 23.28[1].

[s]_Hmax = s_H*ÖT_1max /T_H = 498.18 *Ö 2T₁ / T₁ = 704.53 МПа;

[s]_Hmax < [s]_Hmax; 704.53 < 1624 МПа.

4.8 Розрахунок зубів на втому при згині:

[s]_gym = Y_F * Y_E * Y_b *w_FL/Mn £[s]_F ,

де Y_F1 = 4,08; Y_F2 = 3,61 – коефіцієнти форми зубів за табл. 23.5[1];

Y_E - коефіцієнт перекриття (ст. 303[1]);

Y_b = 1-b/140 = 1-18/140 = 0,87 - коефіцієнт нахилу зубів.

w_Ft– розрахункова колова сила.

K_F_a = (4 + (E_a -1)(n_ст –5))/4*E_a = (4 + ( 1.59 – 1)(9 – 5))/4*1.59 = 1 – коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубами;

K_F_b = 1.32 - коефіцієнт нерівномірності навантаження по ширині зубчастих коліс (рис.23.8 [1]);

K_Fv =1.1 - коефіцієнт динаміки навантаження за таблицею 23.4 [1].

w_Ft = 1716.35*1*1.32*1.1/40 = 62.3 н/мм;

s_F1= 4.08*1*0.87*62.3/2 = 110.57 МПа < 267.43 МПа;

s_F2= 3.61*1*0.87*62.3/2 = 97.83 < 246.86 МПа.

Розрахунок зубців на міцність при згині максимальним навантаженням за формулою 23.31 [1].

s_Fmax= s_F (T_1max /T_1F )£ [s]_Fmax

[s]_Fmax1= 110.57*(2T₁ /T ) = 221.14 < 712.4 МПа;

[s]_Fmax1= 97.83*2 = 195.66 < 657.6 МПа.

4.9 Розрахунок параметрів зубчатої передачі (ст 311[1]).

h_a – висота головки зубця;

h_f = 1.25 Mn = 1.25*2 = 2.5 – висота ніжки;

h = 2.25 Mn = 2.25*2 = 4.5 – висота зубця;

с = 0.25 Mn = 0.25*2 = 0.5 – радіальний зазор;

a_n= 20⁰ кут профілю зубів.

Розміри вінців зубчастих коліс:

d₁ = 40; d₂ = 160 – ділильні діаметри;

dа₁ =d₁ + 2Mn = 40 + 2*2 = 44 мм;

dа₂ =d₂ + 2Mn = 160 + 2*2 = 164 мм;

df₁ =d₁ – 2.5Mn = 40 – 2.5*2 = 35 мм;

df₂ =d₂ – 2.5Mn = 160 – 2.5*2 = 155мм.

Розрахунок сил у зачепленні зубців передачі :

F_t = 1716.35 H;

F_r = F_t tg a_n /cos b = 1716.35 tg 20/0.95 = 657.58 H;

F_a = F_t tgb = 1716.35 tg 18 = 564.14 H.

5. Розрахунок конічної прямозубої передачі.

Вихідні дані : N = 4.961 кВ; n = 361.25;

T = 131.149 H*м; U = 3.15

Вибір матеріалу і термічної обробки за табл.1 [6]:

Таблиця 5.1

Механічні	властивості	після обробки
Марка сталі	ГОСТ	Термообробка	Розмір перерізу	Тверд.НВ	s_b, МПа	s_t, МПа
Шестерня	Сталь45	1050-74	Покращ.	£ 100	192 - 240	750	450
Колесо	Сталь45	1050-74	Нормалі	£ 80	170 - 217	600	340

5.1.Визначаємо допустимі напруження:

Для шестерні вибираємо НВ = 230; HRC = 22;

Для колеса приймаємо НВ = 210; HRC = 20 ;

s_H limb₁ = 20НRC + 70 = 20*22 + 70 = 510МПа;

s_H limb₂ = 20НRC + 70 = 20*20 + 70 = 470МПа.

Тоді допустимі контактні напруження:

[s]_H1 = 510/1,1 = 463,64 МПа;

[s]_H2 = 470/1,1 = 427,27 МПа;

[s]_HР = 0,45([s]_H1 +[s]_H2 ) = 0,45(463,64+427,27) = 400,91 мПа,

так як [s]_HР< [s]_H2 , то за розрахункове приймаємо [s]_HР =427,27 мПа.

Визначення максимально допустимих контактних напружень[s]_Hmax

[s]_Hmax =2.8s_T:

[s]_Hmax1 =2.8*450 = 1260 МПа;

[s]_Hmax2 =2.8*340 = 952 МПа.

Допустимі напруження згину:

s_F limb = 18 HRC:

s_F limb₁ = 18*22 = 396 МПа;

s_F limb₂ = 18*20 = 360 МПа;

[s]_F1 = 396/1,75 = 226,29 МПа;

[s]_F2 = 360/1,75 = 205,71 МПа.

Визначення максимально-допустимих напружень згину [s]_max

[s]_Fmax = 27.4 HRC:

[s]_F_max₁ = 27.4*22 = 602.8 МПа;

[s]_F_max₂ = 27.4*20 = 548 МПа.

Всі розрахунки зводимо до таблиці 5,2

Таблиця 5.2.

[s]_H, МПа	[s]_Hp, МПа	[s]_Hmax, МПа	[s]_F, МПа	[s]_Fmax, МПа
Шестерня	463,64	400,91	1260	226,29	602,8
Колесо	427,27	400,91	952	205,71	548

5,2 Проектний розрахунок конічноі передачі:

За формулою 24.36[1] визначаємо мінімальний зовнішній ділильний діаметр конічного колеса:

D_ezmin= K_d³Ö T_1H K_H_b u² /( К_be (1 - К_be )) [s]²_H, мм.

де К_be = 0.27 – коефіцієнт ширини зубчастих вінців ( ст 315[1]);

К_bd = К_be u/( 2 - К_be ) = 0.273.15/(2 – 0.27) = 0.49;

К_H_b =1.04 – коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантажження по ширині зубця ввінців (рис.24.5, ст 319[1];

К_d - 1000МПа – допоміжний коефіцієнт, ст 322[1]. За формулою 24.35 [1] мінімальний зовнішній ділильний діаметр конічного колеса

D_ezmin= K_d³Ö T_1H K_H_b u² /( К_be (1 - К_be )) [s]²_H = 1000* ³Ö131.149*1.04*3.15² /(0.27(1 – 0.27)*500² ) = 301.72 мм.

Визначаємо число зубців шестерні:

Z₁ = 20; z₂ = u*z₁ = 3.15*20 = 63.

За формулою 24.36 [1] модуль зубців:

M_e = d_e2min /z₂ = 301.72/63 = 4.79 мм.

За ГОСТ ом 9563 – 60 (ст. 260 [1]) .беремо M_e = 5мм. Попередні значення деяких параметрів передач).

d_e1 = Me* z₁ =5*20 = 100 мм;

d_e2 = Me* z₂ =5*63 = 315 мм.

За формулами 24.2 та 24.7 [1] зовнішня кон.відстань:

Re = 0.5MeÖ (z₁)² + (z₂)²= 0.5*5Ö20² + 63² = 165.25 мм.

b = b₁ = b₂ = К_beRe = .27*165.25 = 44.62 мм – ширина зубчастих вінців.

За формулою 24.8 середня конусна відстань:

Rm = Re – 0.5b = 165.25 – 0.5*44.62 = 142.34 мм.

Середній модуль зубців:

Mm = MeRm/Re = 5*142.94/165.25 = 4.32 мм.

За формулою 24.20 [1]:

d_m1 = Mm* z₁ = 4.32*20 = 86.4 мм;

d_m2 = Mm* z₂ 4.32*63 = 272.16 мм.

Кути при вершинах ділильних конусів шестерні та колеса за формулами 24.1[1].

d₁ = arctg (z₁/ z₂ ) = arctg (20/63) = 17.6125⁰ = 17⁰ 36^I 14^II

d₂ = 90-d₁ =72.24^I 46^II

Колова швидкість зубчастих коліс:

V = 0.5 w₁ dm₁ = 0.5 pn* dm₂ /30 = 0.5*3.14*361.25*10^-3 *864 / 30 = 1.63 м/с.

За даними таблиці 22.2 ст. 273 [1] вибираємо 9-й ступінь точності (n_c = 9)

Еквівалентні числа зубців конічних зубчатих коліс, обчислюються за формулами 24.20 [1].

z_v1 = (z₁Ö1 + u² )/u = (20Ö1 + 3.15² )/3.15 = 20.98;