Разрохунок тихоходної передачі

3.2 Разрохунок тихоходної передачі

Выбираем материал и термическую обработку зубчатых колес, тихоходной передачи. Из таблицы 2.1 учебника Курсовое проэктирование «Детали машин», автор П.Ф.Дунаев.

Механические характеристики материалов зубчатой передачи

Элемент передачи	Марка стали	Термообработка	HB1ср	в	[]H	[]F
			HB2ср	H/мм2
Шестерня	45	улучшение	290	890
Колесо	45	улучшение	220	735

3.2.1 Определяем среднюю твердость рабочих поверхностей зуба шестерни

Принимаем

3.2.2 Определяем среднюю твердость рабочих поверхностей зуба колеса:

Принимаем

Допускаемые напряжения

Допускаемые контактные напряжения:

3.2.3 Пределы выносливости для шестерни и колеса:

МПа

МПа

3.2.4 Коэффициент безопасности :

3.2.5 Число оборотов шестерни и колеса:

об/мин

об/мин

3.2.6 Суммарное число циклов переменны напряжений в зубьях

Для шестерни

Для колеса

3.2.7 Эквивалентное число циклов перемены напряжений:

Для шестерни:

Для колеса:

3.2.8 Определяем базовые числа циклов нагружения:

 

3.2.9 Определяем коэффициент долговечности при расчете по контактным напряжениям:

3.2.10 Определяем допускаемо контактное напряжение для шестерни и колеса:

МПа

МПа

Допускаемые напряжения изгиба:

3.2.11 Пределы выносливости для шестерни и колеса:

МПа

МПа

3.2.12 Эквивалентное число циклов перемены напряжений:

Для шестерни:

Для колеса:

3.2.13 Определяем коэффициент долговечности:

 

где:  - - базовое число циклов для зубчатых колес;

для шестерни:

Принимаем

Для колеса:

 Принимаем

3.2.14 Коэффициент учитывающий влияние двухстороннего положения нагрузки

3.2.15 Коэффициент запаса прочности:

3.2.16 Коэффициент учитывающий способ получения заготовки:

  

3.2.17 Коэффициент безопасности:

 

3.2.18 Допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса:

3.2.19 Опрделяем межосевое растояние

,

где К_а – коэффициент, для косозубых колес К_а=430МПа

U- передаточное число,

К_Нβ- коэффициент концентрации нагрузки К_Нβ=1,04

Т_Т - момент на колесе,

Ψ_а- коэффициент зависящий от положения колес относительно опор, при косольном расположении Ψ_а= 0,4,

[σ]_н - допускаемое контактное напряжение колеса.

3.2.20 Определяем коєффициент ширины:

3.2.21 Определяем межосевое расстояние

мм

Принимаем =125мм

Предеварительные основные размеры колеса

3.2.22 Делительный диаметр

 

d₂ = 2 ּ а_ωּu/ ( u - 1 ) ,

d₂ = 2 ּ 0,125 ּ 2.5/ ( 2.5 + 1 ) = 0,179 м = 180 мм .

3.2.23 Ширина колеса

b_w2 = Ψ_bа ּ а_ω ,

b_w2 = 0.4 ּ 0,125 = 0,05 м = 50мм

3.2.24 Коэффициент ширины колеса относительно модуля:

 - принимаем значение по таблице;

3.2.25 Модуль зацепления:

3.2.26 Минимальный угол наклона зубьев шевронных колес

β_min =25 °

3.2.27 Суммарное число зубьев

z_с = 2 ּ а_ω ּ cos β_min / тn = 2 ּ 140 ּ cos25˚ / 2 =113.3 Принимаем z_с =113

3.2.28 Действительное значение угла наклона:

β = arccos (z_Σ ּ т / 2 ּ а_ω ) = arccos (113.3 ּ 2 / 2 ּ 125 ) = 24.98˚=25˚

3.2.29 Число зубьев шестерни и колеса

z₁ = z_с / ( U ± 1 ) ≥ z_1min,

где z_1min- минимальное число зубьев

z₁ = 113 / ( 2,5 + 1 ) = 32,3=32 .

3.2.30 Число зубьев колеса

z₂ = z_с - z₁ = 113 – 32=81 .

3.2.31 Фактическое передаточное число

U_ф = z₂ / z₁ = 81/32 =2,53

Отклонение передаточного числа от заданного меньше 4%.

Диаметры колес

3.2.32 Делительный диаметр шестерни

d₁ = z₁ּ тn / cos β = 32 ּ 2 / cos25˚ = 70 мм .

3.2.33 Делительный диаметр колеса

d₂ = z₂ּ тn / cos β = 81 ּ 2 / cos25˚ = 178.75 мм .

3.2.34 Модуль торцевой:

мм

3.2.35 Определяем окружную силу в зацеплении:

F_t1 = F_t2 =2 ּ Т₁ / d₂ = 2 ּ86,42 / 0,17875 = 966,94 Н .

3.2.36 Определяем окружную скорость на делительной окружности:

м/с

Назначаем степень точности редуктора Ст = 8

Коэффициент, учитывающий влияние разности шагов в зациплении

Коэффициент, учитывающий влияние погрешностей зацепления на динамическую нагрузку

3.2.37 Удельная окружная динамическая сила:

н/мм

3.2.38 Коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями:

3.2.39 Уточненное значение коэффициента ширины колеса относительно диаметра:

3.2.40 Уточненное значение коэффициента:1,021

3.2.41 Уточняем значение угловой скорости колеса:

рад/с

3.2.42 Уточненное значение числа оборота колеса:

об/мин

3.2.43 Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникшую в зацеплении:

3.2.44 Удельная расчетная окружная сила:

Н/мм

3.2.45 Коэффициент, учитывающий форму сопряжения поверхностей зубьев в полюсе зацепления:

3.2.46 Коэффициент, учитывающий механические свойства материалов зубчатых колес:

МПа

3.2.47 Коэффициент торцевого перекрытия:

3.2.48 Коэффициент учитывающий суммарную длину контактных линий:

3.2.49 Действующие в передаче контактные напряжения:

МПа

 - условия прочности выполняются.

Проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба

3.2.50 Эквивалентное число зубьев:

шестерни

Колеса

3.2.51 Коэффициент формы зуба:

;

3.2.52 Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев

3.2.53 Коэффициент, учитывающий наклон зубьев:

3.2.54Определяем отношение

МПа

МПа

Из пар сопряженных колес расчет ведем по колесу с меньшим отношением, т.е. по колесу.

3.2.55 Коэффициент неравномерности нагрузки:

 

3.2.56 Коэффициент, учитывающий влияние погрешностей на динамическую нагрузку:

3.2.57 Коэффициент, учитывающий влияние разности шагов в зацеплении

3.2.58 Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями:

3.2.59 Удельная окружная динамическая сила:

3.2.60 Коэффициент, динамической нагрузки:

3.2.61 Удельная расчетная окружная сила:

Н/мм

3.2.62 Напряжение изгиба в опасном сечении зуба колеса:

МПа

шестерни

МПа

 ;  

Условие прочности соблюдается.

Прочность зубьев при перегрузках.

3.2.63 Максимальные контактные напряжения:

МПа

Условие прочности соблюдается.

3.2.64 Максимальные напряжения изгиба для шестерни:

МПа

для колеса:

МПа

;

Усилия в зацеплении.

3.2.65 Окружное усилие:

Н

3.2.66 Радиальное усилие:

 

F_R1 =F_R2=F_t1 ּ tg αw / cos β = 2469.14* 0,364 / 0.906 = 992.0165 H .

3.2.67 Осевое усилие:

F_А1 = F_А2 = F_t1 ּ tg β = 2469,14* 0,466 = 1151,378 Н .

Геометрические параметры передачи.

Межосевое расстояние мм

Нормальный модуль зацепления

Угол наклона зуба

Число зубьев шестерни

Число зубьев колеса

Ширина венца колеса мм

Дилительный диаметр шестерни мм

Дилительный диаметр колеса мм

Ширина венца шестерни мм

Диаметры окружностей вершин зубьев:

Шестерня d_а1 = d₁ + 2 т =70+2*2=74мм

Колесо d_а2 = d₂ + 2 т =178,75+2*2=182,75мм

Диаметры окружностей впадин зубьев

шестерня d_f1 = d₁ - 2 т = 70 – 2 * 2 = 66 мм ,

колесо d_f2 = d₂ - 2 т = 178,75 - 2 *2 = 174,75 мм .

4. Розробка ескізного проекту (компонування) редуктора

Компоновка цилиндрического редуктора

Расстояние между деталями передач

4.1 Зазор между внутренними поверхностями корпуса и деталями:

мм = 11мм

4.2 Расстояние между дном корпуса и поверхностью зубчатых колес:

мм

4.3 Расстояние между торцевыми поверхностями колес двухступенчатого редуктора:

мм

Параметр	Расчетная формула и значение, мм
Толщина стенки корпуса
Толщина стенки крышки
Толщина фланца корпуса
Толщина фланца крышки
Толщина основания корпуса без бобышки
Толщина ребер основания корпуса
Толщина ребер крышки
Диаметр фундаментных болтов
Диаметр болтов у подшипников
Диаметр болтов, соединяющих основание и крышку

Проектирование валов:

Быстроходный вал.

4.4 Ориентировочный диаметр входного участка вала d :

мм

Принимаем d = 18 мм

4.5 Длина выходного участка вала приблизительно равна:

мм

4.6 Диаметр вала  под уплотнительными устройствами равен диметру вала под подшипник 25 мм.

4.7 Ориентировочный диаметр участка вала под подшипник:

мм Принимаеммм

где:

Принимаем подшипник средней серии шариковый радиальные однорядные 305

Размеры, мм				Грузоподъемность, кг
d	D	B	r
25	62	17	2	1760	1160

4.8 Длина шейки участка вала под подшипник и уплотнение равна

4.9Диаметр участка мм

Принимаем

где:  - координата фаски подшипника;

Промежуточный вал.

4.10 Диаметр вала под колесо:

4.11Диаметр вала под подшипник:

Принимаем подшипник средней серии шариковый радиальные однорядные 306

Размеры, мм				Грузоподъемность, кг
d	D	B	r
30	72	19	20	2200	1510

4.12 Диаметр отдельных участков вала:

Принимаем

4.13 Диаметр вала под шестерню:

Тихоходный вал.

4.14 Диаметр выходного вала:

4.15 Длина выходного вала:

4.16Диаметр под подшипник и уплотнение:

4.17Длина вала под подшипник и уплотнение:

Принимаем подшипник средней серии шариковые радиальные однорядные 309

Размеры, мм				Грузоподъемность, кг
d	D	B	r
45	100	25	2,5	3780	2670

4.18Диаметр отдельный частей вала:

4.19 Диаметр вала под колесом:

Выбор подшипника

Для быстроходного вала подбираем подшипник средней серии шариковый радиальный однорядный 305

Подшипники устанавливают утоплено в корпус редуктора т.к. окружная скорость промежуточного вала равна менее 3 м/с. Подшипники устанавливаем враспор т.к. вал имеет не значительную длину и кооэфициент расширения мал.

Для промежуточного вала подбираем подшипники тяжелой серии шариковые радиальный однорядный 406. Подшипники устанавливают утоплено в корпус редуктора т.к. окружная скорость промежуточного вала равна менее 3 м/с. Расстояние от поверхности стенки корпуса редуктора до подшипника равна не менее 8 мм. Подшипник смазывают консистентной смазкой набиваемой в камеру подшипника. Подшипники устанавливаю врастяжку, что бы избежать защемления подшипников при работе.

Для тихоходного вала подбираем подшипники средней серии шариковые радиальный однорядный 309.

Подшипники устанавливают утоплено в корпус редуктора т.к. окружная скорость промежуточного вала равна менее 3 м/с. Расстояние от поверхности стенки корпуса редуктора до подшипника равна не менее 8 мм.Подшипник смазывают консистентной смазкой набиваемой в камеру подшипника. Подшипники устанавливаю враспор.

5. Розрахунок валів

5.1 Проектувальний рохрахунок швидкісного валу

;;;;;;;