«Детали машин» (стр. 3 из 5)

=20;

=8(20+2)=176 мм;

=20·1=20;

=8(20+2)=176 мм;

Принимаем способ получения заготовки:

для шестерни - поковка;

для колеса - поковка.

Предварительно определяем ширину шестерни и колеса:

=(8...12)8=64...96 мм.

Принимаем =80 мм.

Определяем конструктивное исполнение шестерни

,

где T - вращающий момент на валу шестерни, Т=2730670 Н·мм;

- допускаемые напряжения при кручении, предварительно принимаем =20 МПа;

= 88,05 мм.

Принимаем =90 мм.

При =176/90=1,96<2, шестерня изготовляется монолитно с валом (вал-шестерня).

= 176/2=88 мм;

= 8·8=64 мм;

Назначаем марку стали и вид термической обработки с учетом принятых значений предельных напряжений , а также механические свойства материала с учетом толщины размера сечения S проектируемых зубчатых колес:

для шестерни

материал - сталь 40Х;

термообработка - улучшение;

твердость - HB250...280;

(механические свойства материала:)

предел прочности =900 МПа;

предел текучести =750 МПа;

предел контактной выносливости =600 МПа;

предел изгибной выносливости =480 МПа.

для колеса

материал - сталь 40Х;

термообработка - улучшение;

твердость - HB250...280;

(механические свойства материала:)

=900 МПа; =750 МПа; =600 МПа; =480 МПа.

Определяем допустимые напряжения при расчете на изгибную прочность

Для шестерни:

,

где - предел изгибной выносливости материала зубчатого колеса, =480 МПа;

- допустимый коэффициент запаса прочности по изгибным напряжениям, для вида ТО - улучшение =1,7;

- коэффициент, который учитывает характер изменения напряжений изгиба в реверсивных и нереверсивных передачах. В нашем случае =1,

- коэффициент долговечности, который учитывает повышение предельных напряжений при числе циклов нагружения меньших базового,

1,

где q=6 (улучшение приводит к однородной структуре материала);

=4 - базовое число циклов нагружений;

- эквивалентное число циклов нагружений;

,

где n - частота вращения зубчатого колеса;

- срок службы передачи;

- коэффициент эквивалентности нагрузки;

,

где - относительное время действия момента за расчетный термин службы ;

- число часов работы передачи при крутящем моменте .

==0,328;

=60·58,44·24395·0,328=28,06· циклов;

=0,72.

Принимаем =1.

= 282,35 МПа.

Для колеса:

=480 МПа; =1; q=6 (улучшение приводит к однородной структуре материала); =4.

==0,328;

=60·58,44·24395·0,328=28,06· циклов;

=0,72.

Принимаем =1.

= 282,35 МПа.

Определяем допустимые напряжения при расчете на контактную прочность

Для шестерни:

,

где - предел контактной выносливости материала зубчатого колеса, =600 МПа;

- допустимый коэффициент запаса прочности по контактным напряжениям, для вида ТО - улучшение =1,1;

- коэффициент долговечности, который учитывает повышение предельных напряжений при числе циклов нагружения меньших базового,

1,

- базовое число циклов нагружений, при твердости материала HB265 =23 циклов;

- эквивалентное число циклов нагружений;

,

где n - частота вращения зубчатого колеса;

- срок службы передачи;

- коэффициент эквивалентности нагрузки;

,

где - относительное время действия момента за расчетный термин службы ;

- число часов работы передачи при крутящем моменте .

==0,535;

=60·58,44·24395·0,535=45,76· циклов;

=0,89.

Принимаем =1.

= 545,45 МПа.

Для колеса:

=600 МПа; =1,1 (для вида ТО - улучшение); =23 циклов (при твердости материала HB265);

==0,535;

=60·58,44·24395·0,535=45,76· циклов;

=0,89.

Принимаем =1.

= 545,45 МПа.

Проектировочный расчет передачи на контактную прочность зубьев

Межосевое расстояние

,

где C=310 (для прямозубых колес);

K - коэффициент нагрузки, предварительно принимаем K=1,6 с последующим уточнением;

- коэффициент ширины колеса, принимаем =0,25.

=353,75 мм.

Округляем межосевое расстояние до ближайшего числа из ряда Ra40 ГОСТ 6636-69 [2, c.17, табл.2.5] =360 мм.

Определяем ширину колеса

=0,25·360=90 мм.

Округляем ширину колеса до ближайшего числа из ряда Ra40 ГОСТ 6636-69 [2, c.17, табл.2.5] =90 мм.

Определяем ширину шестерни

= + 5 мм = 90+5=95 мм.

Округляем ширину шестерни до ближайшего числа из ряда Ra40 ГОСТ 6636-69 [2, c.17, табл.2.5] =95 мм.

Модуль передачи определяем конструктивно

=(3,6...7,2) мм.

Округляем модуль согласно ГОСТ 9563-60 [2, с.16, табл.2.4] m=6 мм.

Определяем числа зубьев

суммарное число зубьев

= = 120 - целое число, число зубьев шестерни

= 60, принимаем =60

число зубьев колеса

= - = 120-60=60.

Уточняем передаточное число

= =1.

Определяем основные геометрические размеры зубчатых колес

Диаметры основных и делительных окружностей

= 6·60 = 360 мм;

= 6·60 = 360 мм;

Диаметры окружностей впадин

= 360-2,5·6=345 мм;

= 360-2,5·6=345 мм;

Диаметры окружностей выступов

= 360+2·6=372 мм;

= 360+2·6=372 мм.

4 ПРОЕКТИРОВАНИЕ ВАЛОВ РЕДКТОРА

4.1 Проектировочный расчет валов

входной вал

d =32,7 мм;

Принимаем диаметр под подшипник dп=65 мм (с учетом размещения на валу муфты);

промежуточной вал

d =91,8 мм;

Принимаем диаметр под подшипник dп=95 мм;

выходной вал 0

d =110,1 мм;

Принимаем диаметр под подшипник dп=110 мм (с учетом размещения на валу муфты);

выходной вал 1

d =86,9 мм;

Принимаем диаметр под подшипник dп=90 мм (с учетом размещения на валу муфты).

4.2 Выбор подшипников

входной вал

Принимаем роликоподшипники радиально-упорные конические однорядные № 7313 ГОСТ 333-79

d=65 мм; D=140 мм; B=33 мм; C=134000 Н; =111000 Н;

промежуточной вал

Принимаем роликоподшипники радиально-упорные конические однорядные № 7219 ГОСТ 333-79

d=95 мм; D=170 мм; B=32 мм; C=145000 Н; =131000 Н;

выходной вал 1

Принимаем роликоподшипники радиально-упорные конические однорядные № 7522 ГОСТ 333-79

d=110 мм; D=200 мм; B=53 мм; C=291000 Н; =296000 Н;

выходной вал 2

Принимаем шарикоподшипники радиальные однорядные № 218 ГОСТ 8338-75

d=90 мм; D=160 мм; B=30 мм; C=75300 Н; =61700 Н;

5 ПРОВЕРОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ

5.1 Проверочный расчет червячной передачи z1-z2

Уточнение скорости скольжения

Значение скорости скольжения

= 19,66 м/с.

Проверочный расчет зубьев червячного колеса на контактную прочность

Расчет заключается в определении фактических контактных напряжений и сравнении их с допустимыми

= 122,46 МПа.

= 122,46 < = 126,4, контактная прочность зубьев червячного колеса обеспечена.

Проверочный расчет зубьев червячного колеса на изгибную прочность

Условие изгибной прочности

,

где - тангенциальная сила,

= 8924,03 Н,

= 1,06·1,2 = 1,27;

…………………

5.2 Проверочный расчет цилиндрической косозубой передачи z3-z4

Так как после проектировочного расчета уточненные параметры передачи, как правило, отличаются от предварительно принятых, выполняем проверочный расчет как на контактную прочность, так и на прочность при изгибе.

Назначаем степень точности изготовления зубчатой передачи в зависимости от окружной скорости и других эксплуатационных и технических требований

= = 1,77 м/с.

По данным [2, с.22, табл.3.1] принимаем степень точности передачи по норме плавности 9, шероховатость рабочих поверхностей зубьев Rz20...10.

Уточняем расчетную нагрузку

,

где - полезная или номинальная нагрузка, в предположении, что она распределяется по длине зубьев и между зубьями равномерно и прикладывается статично;

К - коэффициент нагрузки, учитывающий дополнительные нагрузки на зубчатые колеса (принято K==);

где - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба;

…………..

5.3 Проверочный расчет цилиндрической прямозубой передачи z5-z6

Так как после проектировочного расчета уточненные параметры передачи, как правило, отличаются от предварительно принятых, выполняем проверочный расчет как на контактную прочность, так и на прочность при изгибе.

Назначаем степень точности изготовления зубчатой передачи в зависимости от окружной скорости и других эксплуатационных и технических требований

= = 1,1 м/с.

По данным [2, с.22, табл.3.1] принимаем степень точности передачи по норме плавности 9, шероховатость рабочих поверхностей зубьев Rz20...10.

Уточняем расчетную нагрузку

,

где - полезная или номинальная нагрузка, в предположении, что она распределяется по длине зубьев и между зубьями равномерно и прикладывается статично;

К - коэффициент нагрузки, учитывающий дополнительные нагрузки на зубчатые колеса (принято K==);

где - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба;

………………..

5.4 Проверочный расчет валов редуктора

Основные критерии работоспособности валов - прочность и жесткость. Прочность валов определяют размером и характером напряжений, возникающих под влиянием сил, действующих со стороны установленных на них деталей машин. В общем случае в валах возникает напряжение изгиба (от поперечных сил), нормальные напряжения растяжения-сжатия (от осевых сил) и касательные напряжения кручения (от вращающего момента), т.е. вал находится в условиях сложного напряженно состояния. Нормальные напряжения, а иногда и касательные, изменяются циклически, поэтому основной причиной разрушения валов является усталость материалов.

Для валов различают усталостную прочность при номинальных нагрузках (выносливость) и статическую прочность при пиковых нагрузках. Из-за опасности усталостного разрушения валы рассчитывают на усталостную прочность. Валы, работающие с перегрузками, рассчитывают не только на сопротивление усталости, но и на статическую прочность.

Для расчета валов составляем расчетную схему (см. рис. ). При этом принимаем, что детали передают валу силы и моменты посередине своей ширины. Собственную массу вала и массу установленных на нем деталей, а также силы трения, возникающие в опорах, не учитываем.

входной вал

1 Назначаем материал вала