Ирина Эланс

Автор который поможет с любыми образовательными и учебными заданиями

Расчет привода/не полная работа

3. РАСЧЁТ БЫСТРОХОДНОЙ СПУПЕНИ РЕДУКТОРА

3.1 Выбор материала для изготовления шестерни и колеса

Зубчатые колеса закрытых передач изготавливают из конструкционной углеродистой или легированной сталей.

На основании рекомендаций [10, с 149]; [12, с 133] для изготовления шестерни принимаем сталь 45, а колеса – сталь 40Л.

Механическая характеристика материала представлена в таблице 5.

Таблица 5 – Механическая характеристика материала

Наименование

Марка стали

Термообработка

Твердость

Предел прочности

Предел текучести

Шестерня

Улучшение

207…236

780

440

Колесо

40Л

Нормализация

155…195

520

295

Для обеспечения одинаковой долговечности зубьев шестерни 3 и колеса 4 прямозубых передач и ускорения их приработки должно выполняться условие [15, формула 2.1]

(51)

где НВ; НВ.

3.2 Определение допускаемых контактных напряжений при расчёте на выносливость

Допускаемые контактные напряжения определяются отдельно для шестерни и колеса по формуле [4], [10, формула 9.10]

, (52)

где – предел контактной выносливости поверхностей зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, МПа, [5, таблица 9.11]

; (53)

МПа;

– коэффициент безопасности [5, с. 192]; ;

– коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима работы передачи [5, формула 9.31]

; ; (54)

– базовое число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости [5, с. 192]:

; (55)

;

где – эквивалентное число циклов перемены напряжений, определяемое в зависимости от характера нагруженная передачи (рисунок 1); [5, формула 9.32];

, (56)

где – один из числа длительно действующих моментов, учитывающих при расчете на выносливость, Н*м;

–максимальный момент, учитываемый при расчете на выносливость, Н*м;

– частота вращения зубчатого колеса при действии момента , об/мин;

– число колес, находящихся одновременно в зацеплении с шестерней;

– продолжительность действия момента , ч;

, (57)

где – срок службы привода, лет;

, – коэффициенты использования привода в течении года и суток,

и ;

;

, .

Так как и , то .

Тогда

МПа;

МПа.

В дальнейшем за расчетное принимаем напряжение

МПа.

3.3 Определение допускаемых контактных напряжений при расчете на контактную прочность при действии максимальной нагрузки

Предельные допускаемые напряжения при действии максимальной нагрузки для шестерни и колеса определяются по формуле [5, с. 197]

, (58)

где – предел текучести материала, МПа;

МПа;

МПа.

3.4 Проектировочный расчет на контактную выносливость

Принимаем предварительно зубчатую передачу прямозубой.

Диаметр начальной окружности , мм, определяем по формуле [5, формула 9.1]

, (59)

где – вспомогательный коэффициент; для прямозубых передач

;

– передаточное число быстроходной передачи редуктора

– допускаемое контактное напряжение, МПа;

– параметр, выбираемый в зависимости от твердости рабочих поверхностей зубьев и расположения колес относительно опор; [приложение 2, таблица П2.8];

– коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки по длине зуба; [приложение 2, таблица П2.1 ];

мм

Окружная скорость шестерни определяется по формуле

(60)

где – частота вращения шестерни, об/мин;

м/с;

Так как м/с [15, с. 12], то принимаем конические колеса с тангенциальными зубьями и производим перерасчет:

Для колес с тангенциальными зубьями должно выполняться условие

где НВ; НВ.

МПа;

;

МПа;

МПа.

Тогда допускаемые контактные напряжения составят

, (61)

где и – контактные напряжения для шестерни и колеса.

;

Принимаем ;

мм;

Окружная скорость шестерни равна

м/с;

Рабочая ширина венца шестерни определяется по формуле [5, с. 183]

; (62)

мм;

Принимаем [приложение 2, таблица П2.7].

Углы делительных конусов колеса и шестерни равны

(63)

; (64)

;

Внешний делительный диаметр шестерни

; (65)

мм;

Внешнее конусное расстояние

; (66)

;

Проверяем правильность выбора параметра по условию

; (67)

;

Условие выполняется.

Окружной модуль по большому торцу колеса определяют по формуле

; (68)

мм;

Принимаем мм (приложение 2, таблица П2.9).

Числа зубьев шестерни и колеса определяются по формуле

; (69)

; принимаем ;

; (70)

; принимаем ;

Уточняем величины:

– передаточного числа

;

– внешних делительных диаметров шестерни и колеса по формуле

; (71)

мм;

– средних диаметров шестерни и колеса по формуле

; (72)

;

– модуль в среднем нормальном сечении шестерни по формуле

; (73)

;

– окружной скорости шестерни

м/с;

– внешнего конусного расстояния

мм;

– условного межосевого расстояния по формуле

; (74)

;

3.5 Проверочный расчет на контактную выносливость

Для обеспечения контактной выносливости должно выполняться условие [5, формула 9,7]

, (75)

где – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев;

; (76)

– основной угол наклона зубьев; принимаем ;

– коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колем; ;

– коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий для прямозубых передач;

; (77)

где – коэффициент торцового перекрытия [ 5, таблица 9.1 п.13];

; (78)

;

где – удельная расчётная окружная скорость, Н/мм;

; (79)

где – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями; для косозубых передач ;

– коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении;

;

где – удельная окружная динамическая сила, Н/мм;

, (80)

где – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации головки зубьев; (приложение 2, таблица П2.11);

– коэффициент, учитывающий влияние разности шагов в зацеплении зубьев шестерни и колеса; (приложение 2, таблица П2.10);

Н/мм;

;

Н/мм;

МПа;

;

Для стальных зубчатых колес недонапряжение составит

; (81)

Условие прочности выполняется.

3.6 Проверочный расчет на контактную прочность при действии максимальной нагрузки

Расчётное напряжение создаваемое наибольшей нагрузкой определяется по формуле

; (82)

где (Таблица 1);

МПа;

Условие прочности выполняется.

3.7 Определение допускаемых напряжений изгиба при расчёте на выносливость

Допускаемые напряжения изгиба определяются по формуле

; (83)

где – предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, МПа;

; (84)

МПа;

где – коэффициент безопасности;

; (85)

где – коэффициент, учитывающий нестабильность материала колеса и ответственность передачи; ;

– коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса;

;

где – коэффициент, учитывающий переменность направления нагрузки на зуб; ;

– коэффициент долговечности;

; , (86)

где – базовое число циклов перемены напряжений, ;

– эквивалентное число циклов перемены напряжений, определяемое в зависимости от характера нагружения передачи;

; (87)

;

; .

Так как и , то принимаем .

Тогда

МПа;

3.8 Определение допускаемых напряжений при расчёте на прочность при изгибе максимальной нагрузкой

Допускаемые предельные напряжения определяются по формуле

, (88)

где – предельные напряжения, не вызывающие остаточных деформаций или хрупкого излома зуба, МПа ;

; (89)

МПа;

– коэффициент безопасности; ;

– коэффициент, учитывающий градиент напряжений и чувствительности материала и концентрации напряжений; (приложение 2, рисунок П2.4);

– коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса; (приложение 2, рисунок П2.5);

МПа;

3.9 Проверочный расчёт на выносливость при изгибе

Усталостный излом зубьев предупреждается при выполнении условия

; (90)

где – коэффициент формы зуба, определяемый в зависимости от эквивалентного числа зубьев колес (приложение 2, рисунок П2.2); для косозубых зубчатых колес;

Определяем эквивалентное число зубьев

; (91)

;

Определяем коэффициенты формы зуба для шестерни и колеса;

при ;

Полученные значения и увеличим на . Тогда

;

где – коэффициент, учитывающий наклон зуба; для косозубых передач определяется по формуле

; ;

– нормальный модуль в среднем сечении зуба шестерни;

; (92)

мм;

– удельная расчётная окружная сила, Н/мм;

; (92)

где – вращающий момент на зубчатом колесе, по которому выполняют расчёт, Н*м;

– рабочая ширина зубчатого венца и диаметр начальной окружности по которому выполняют расчёт, мм;

– учитывающий, распределение нагрузки между зубьями; для косозубых передач определяется по формуле

; ;

– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба колеса; (приложение 2, рисунок П2.1)

– коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении

; (93)

где – удельная окружная динамическая сила, Н/мм,

; (94)

где – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации головки зуба; ; (приложение 2, таблица П2.11)

(приложение 2, таблица П2.10);

МПа; МПа;

Так как , то расчёт ведём по колесу.

Н/мм;

;

Н/мм;

МПа.

Условие прочности выполняется.

3.10 Проверочный расчёт на прочность при изгибе максимальной нагрузкой

Остаточные деформации или хрупкий излом зубьев предотвращения при выполнении условия

; (95)

Мпа;

МПа;

Условие прочности выполняется.

3.11 Параметры зацепления зубчатой передачи

Внешнее конусное расстояние

, (96)

где – суммарное число зубьев;

; (97)

;

мм;

Среднее конусное расстояние

; (98)

мм;

Коэффициент радиального смещения у шестерни

; (99)

;

Коэффициент тангенциального смещения у шестерни при ;

; (100)

;

Внешняя высота зуба

; (101)

мм;

Внешняя высота головки зуба

; (102)