Сделай Сам Свою Работу на 5

Расчет цилиндрической зубчатой передачи

Выбор материала шестерни и колеса

Материал для шестерни Материал для колеса
Сталь 45 Сталь 45
Улучшение Улучшение
HB 230 HB 200

Определение допускаемых напряжений

 

Предел контактной выносливости

Для шестерни: σHlim b=2HB+70=2·230+70=530

Для колеса: σHlim b=2HB+70=2·200+70=470

 

Для шестерни: [σHl]=( σHlim b·KHL)/[SH]=(530·1)/1,10=481.81

 

Для колеса: [σH2]=( σHlim b·KHL)/[SH]=(430·1)/1,10=427.27

 

Расчет допускаемых контактных напряжений

H]=0.45([σHl]+ [σH2])=0.45(481.81+427.27)=409,086 МПа

 

Условие [σH]<1,23[σH2] выполнено.

 

Определение межосевого расстояния

KHβ=1; Ka=49.5; Ψba=0.175; U=2.6

 

              ПМ.000000.00ПЗ Лист
           
Изм. Кол.уч Лист №док Подпись Дата
  aω=125 мм Модуль зацепления Геометрические размеры шестерни и колеса Суммарное число зубьев z=(2·aω)/m=(2·125)/1.25=200 Число зубьев Шестерни: z1= z/(u+1)=200/(2.6+1)=55 Колеса: z2= z-z1=200-55=145 Диаметры делительные d1=m· z1=1.25·55=68 мм d2=m· z2=1.25·145=181 мм aω=( d1+ d2)/2=(68+181)/2=125 Диаметры вершин зубьев da1= d1+2m=68+2·1.25=70 мм da2= d2+2m=181+2·1.25=184 мм Ширина шестерни: b1= b2+5=27 мм Ширина колеса: b2ba· aω=0.175·125=22мм Коэффициент ширины шестерни по диаметру ψbd=b1/d1=27/68=0.39 Окружная скорость колес и степень точности передачи ν=(ω1d1)/2=(149.673·68)/2·103=5.08 м/с KHα=1 KHβ=1 KHν=1,05 KH=1·1·1.5=1.05  
            ПМ.020000.00ПЗ   Лист
           
Изм. Кол.уч Лист №док Подпись Дата
Диаметр окружности впадин зубьев Для шестерни: df=d1-2,5m=68-2.5·1,25=64 Для колеса: df=d2-2,5m=181-2.5·1.25=177 Проверка контактных напряжений Силы, действующие в зацеплении Окружная: Ft=P/V=(4,153·103)/1,5=2786 Н Радиальная: Fr=Ft·tg(α)=2,5·103·tg(20)=5592 Н Осевая: Fa= Ft·tg(β)=2768·tg(20)=6192 Н Проверка зубьев на выносливость при изгибе YF1=3.26; m=1.25 YF2=3.60; b1=26.87 - шестерни KFβ=1,03; b2=21.87 – колеса KFν=1; KF=KFβ· KFν=1,03·1=1.03
            ПМ.020000.00ПЗ   Лист
           
Изм. Кол.уч Лист №док Подпись Дата
  Определение допускаемых напряжений Для шестерни: δ°Flimb=1.8·230=415 МПа Для колеса: δ°Flimb=1.8·200360 МПа   Для шестерни:   Для колеса:     Отклонение Для шестерни: Для колеса: Зубчатое колесо: Рис. 10.2 (а)
            ПМ.020000.00ПЗ   Лист
           
Изм. Кол.уч Лист №док Подпись Дата
  3 Предварительный расчет валов редуктора Определение диаметра выходного конца Ведущий вал:   [τк]=20 Н/мм2 Т=27.74 Н·м dдв=28 мм dп1=40 мм   мм   Принимаем dв1=33 мм   Ведомый вал: [τк]=20 Н/мм2 Т=68,44 Н·м   dп2=30 мм – под подшипниками. Dк2=35 мм – под зубчатым колесом.   Конструкция ведущего вала: Рис. 12.3
            ПМ.020000.00ПЗ   Лист
           
Изм. Кол.уч Лист №док Подпись Дата
  Конструкция ведомого вала: Рис. 12.4   Конструктивные размеры шестерни и колеса Размеры шестерни d1=68 мм da1=70 мм b1=27 мм Размеры колеса d2=181 мм da2=184 мм b2=22 мм Диаметр ступицы dст=1.6·dв1=1.6·33=52.8 мм Принимаем dст=53 мм  
            ПМ.020000.00ПЗ   Лист
           
Изм. Кол.уч Лист №док Подпись Дата
  Длина ступицы lст=(1,2÷1.5)·dв=(1.2÷1.5) ·33=39.6÷49.5 Принимаем lст=42 мм Толщина обода δ0=(2.5÷4.0)mn=(2.5÷4.0) ·2.5=6.25÷10 Принимаем δ0=10 мм Толщина диска кованых колес С=0.3·b=0.3·22=6.6; Принимаем С=7 мм D0=da-((da1-df1)- δ0·2)=184-((170-64)-10·2)=170 мм Конструктивные размеры корпуса редуктора Толщина стенок корпуса и крышки δ=0.025+1=0.025·125+1=4.12; Принимаем δ=8 δ1=0.02a+1=0.02·125+1=3.5; Принимаем δ1=8 Толщина фланцев поясов корпуса и крышки верхнего пояса корпуса и крышки b=1.5·δ=12 мм b1=1.5·δ1=12 мм Нижнего пояса корпуса p=2.35·δ=19 мм; Принимаем p=20 мм Диаметр болтов Фундаментальных: d1=(0.03÷0.036)·a+12=(0.03÷0.036) ·125+12=15.75÷16.5    
            ПМ.020000.00ПЗ     Лист
           
Изм. Кол.уч Лист №док Подпись Дата
    Принимаем болты резьбой M20 крепящих крышку к корпусу у подшипников d2=(0.7÷0.75) · d1=(0.7÷0.75) ·20=14÷15 Принимаем болты с резьбой М16 соединяющие основание корпуса с крышкой d3=(0.5÷0.6) · d1=(0.5÷0.6) ·16=9÷10.8   Принимаем болты с резьбой М12 Dотв=0.5(D0+dст)=0.5·170+53=111.5 dотв=(D0-dст)/4=(170-53)/4=29.5   3 Расчет цепной передачи Вращающий момент на ведущей звездочке T3=T2=68.44*103 Н·мм Передаточное число uц=4.1 Число зубьев Ведущей звездочки: z3=31-2·uц=31-2·4.1=22.8=23 Ведомой звездочки: z4=z3·uц=23·4.1=94.3=95 Фактическое передаточное число uц=95/23=4.1 Отклонение (uц-uфакт)/ uц=(4.1·4.1)/4.1=0%   Расчетный коэффициент нагрузки   Кэ=kд·ka·kн·kp·kсм·kп=1·1·1·1.25·1·1=1.25  
            ПМ.020000.00ПЗ     Лист
           
Изм. Кол.уч Лист №док Подпись Дата
  Kд=1 – при спокойной нагрузке Ka=1 – учитывает влияние межосевого расстояния Kн=1 – угол наклона не превышает 60° и равен 30° Kр=1,25 – периодическое регулирование натяжения цепи Kсм=1 – при непрерывной смазке Kп=1 – при односменной работе Определение шага цепи   Ведущая звездочка имеет частоту вращения   n22·30/π=57.566·30/3.14=549 об/мин   Среднее значение допускаемого давления при n≈500 об/мин [p]=20 МПа   Принимаем шаг цепи: t=19.05 Цепь: ПР-19.05-31.80 Q=31.8 вН q=1.9 кг/м Aоп=105.8 мм2 b=33   Скорость цепи Окружная сила Давление в шарнире
            ПМ.030000.00ПЗ     Лист
           
Изм. Кол.уч Лист №док Подпись Дата
[P]=20[1+0.01(z3-17)]=20[1+0.01(23-17)]=21.2 Условие P < [P] Число звеньев цепи   Наружные диаметры De=t·(Kz+0.7)-0.31·d1 Kz=ctg(180/z) d1 – диаметры ролика (табл. 7.15) Ведущая звездочка De1=15.98(7.27+0.7)-0.31·11.91=123.6=124 мм Kz1= ctg(180/23)=7.27 Ведомая звездочка De2=15.98(30.22+0.7)-0.31·11.91=490 мм Kz2= ctg(180/95)=30.22 Принимаем a=480 at=a/t=480/15.98=30.038 Округляю до целого числа: Lt=124
            ПМ.030000.00ПЗ     Лист
           
Изм. Кол.уч Лист №док Подпись Дата
    Оптимальное межосевое расстояние a=(30÷50)·t=(30÷50)·15.98=479.4÷799 Наибольшее: amax≤80t; amax=1278.4 Наименьшее: amin≥0.6 (De1+De2)+(30÷50) мм amin=63.154÷83.154 Уточнение межосевого расстояния мм Для свободного провисания цепи предусматривают возможность уменьшения межосевого расстояния на 0.4%, то есть на 485·0.004≈2 мм Диаметры делительных окружностей звездочек Силы, действующие на цепь Окружная Ftц=982.71 Н От центробежных сил: Fυ=q∙υ2=1.9∙1.52=4.275 q=1.9 (по табл. 7.15) От провисания Ff=9.81∙kf∙q∙aц=9.81∙1∙1.9∙0.485=9.03 Н Расчетная нагрузка на валы Fв=Ftц+2∙Ff=982.71+2∙9.03=1000 Н  
            ПМ.040000.00ПЗ     Лист
           
Изм. Кол.уч Лист №док Подпись Дата
  Коэфициент запаса прочности цепи Это больше, чем нормативный коэфициент запаса прочности [s]=8.9 (табл. 7.19; условие S>[S] выполнено) Размеры ведущей звездочки Ступица звездочки dст=1.6∙dв1=1.6∙33=52.8 мм lст=(1.2÷1.5) ∙dв1=(1.2÷1.5) ∙33=39.6÷49.5 Принимаем lст=42 мм Толщина диска звездочки 0.93∙Bвн=0.93∙12.7=11.811=12 мм Размеры ведомой звездочки Ступица звездочки dст=1.6∙dв2=1.6∙25=40 мм lст=(1.2÷1.5) ∙ dв2=(1.2÷1.5) ∙25=30÷37.5 Принимаем lст=40 мм Толщина диска звездочки 0.93∙Bвн=0.93∙12.7=11.811≈1.2 мм 4. Первый этап компоновки редуктора aω=125 Принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса A1=1.2∙δ=1.2∙8=9.6=10 Принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса A=δ=8
            ПМ.040000.00ПЗ     Лист
           
Изм. Кол.уч Лист №док Подпись Дата
  Принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса A=δ=8 Намечаем радиальные роликоподшипники с короткими цилиндрическими роликами. Габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников. dп1=40 мм dп2=30 мм
Условное обозначение d D B Грузоподъемность, кН
С С0
32308A 80.9 44.5
32308A 80.9 44.5

 



Наружный диаметр: D=110 > da1=70 мм

Мазоудерживающие кольца: y=12

r=2.5

Измерением находим расстояние

На ведущем валу: l1=48

На ведомом валу: l2=48

lr=1.5∙23=34.5; Примем lr=34

∆=12 – Толщина фаланца крышки

Длину пальца l примем на 5 мм больше шага t

l=t+5=19.05+5=24.05

 

            ПМ.040000.00ПЗ     Лист
           
Изм. Кол.уч Лист №док Подпись Дата
  Рис. 12.5  
            ПМ.040000.00ПЗ     Лист
           
Изм. Кол.уч Лист №док Подпись Дата
  5. Проверка долговечности подшипника Ведущий вал Силы в зацеплении Ft= 2768 H – окружная Fr=5592 Н – радиальная Fa=6192 Н – осевая Рекция опор В плоскости XZ Rx1=Rx2=Ft/2=2768/2=1384 Н В плоскость YZ Проверка: Ry1+Ry2-Fr=0 Суммарные реакции Подбираем подшипники по наиболее нагруженной опоре 1 Радиальные роликоподшипники с короткими цилиндрическими роликами 32308A (табл. П5). Эквивалентная нагрузка V=1; Kб=1 (по табл. 9.19); Kт=1 (по табл. 9.20); Pa=0; Pr1=5177; Fa/C0=0/5177=0 – этой величине по табл. 9.18 соответствует e=2.45. Pa/Pr1=0/5177=0 X=1; Y=0 (по табл. 9.18) Рэ=(X∙V∙Pr1+Y∙Pa) ∙Kб∙Kт=(1∙1∙5177+0∙0) ∙1∙1=5177 Н  
            ПМ.040000.00ПЗ     Лист
           
Изм. Кол.уч Лист №док Подпись Дата
    Расчетная долговечность, млн. об. Расчетная долговечность, ч.   Ведомый вал   Ft= 2768 H – окружная Fr=5592 Н – радиальная Fa=6192 Н – осевая Нагрузка на вал от цепной передачи: Fa=1000 H Составляющие нагрузки: Fвх=Fвц=FB∙sin(γ)=1000∙sin(30°)=500 H   Из первого этапа компоновки редуктора l2=48 мм, l3=61.5   Реакция опор В плоскости XZ Проверка: Rx3+Rx4-(Ft+Fвх)=1063.68+2204.31-(2768+500)=0 В плоскости YZ  
            ПМ.050000.00ПЗ     Лист
           
Изм. Кол.уч Лист №док Подпись Дата
  Проверка: Ry3+Fвц-(Ft+Ry4)=-2720.93+500-(2768-7812.93)=0 Суммарные реакции Подбираем подшипники по наиболее нагруженной опоре 4 Радиальные роликоподшипники с короткими цилиндрическими роликами 32308A (табл. П5). V=1; Kб=1.2 (по табл. 9.19) – учитывая, что цепная передача усиливает неравномерность нагрузки. Kт=1 (по табл. 9.20); Pa=0; Pr1=5177; e=2.45 Fa/ Pr4=0.763 < e. X=1; Y=0 (по табл. 9.18) Рэ= Pr4∙V∙ Kб∙Kт=8118∙1∙1.5∙1=9741 Н Расчетная долговечность, млн. об. Расчетная долговечность, ч. Подшипники ведущего и ведомого валов имеют ресурс Lh=40∙103 ч.
            ПМ.050000.00ПЗ     Лист
           
Изм. Кол.уч Лист №док Подпись Дата
  Расчетная схема ведущего вала Рис.12.7    
              ПМ.050000.00ПЗ   Лист
           
Изм. Кол.уч Лист №док Подпись Дата
  Расчетная схема ведомого вала Рис. 12.8
            ПМ.050000.00ПЗ   Лист 24
           
Изм. Кол.уч Лист №док Подпись Дата
  6. Второй этап компоновки редуктора Рис. 12.9  
            ПМ.050000.00ПЗ     Лист
           
Изм. Кол.уч Лист №док Подпись Дата
  7. Проверка прочности шпоночных соединений Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений и шпонок - по ГОСТ 23360 – 78 (табл. 8.9). Материал шпонок – сталь 45 нормализованная. Напряжение смятия и условие прочности Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [σсм]=100÷120 МПа. Ведущий вал d=33 см; b∙h=10∙8 мм – Сечение шпонки t1=3.3; Фаска 0.25-0.40. Длина шпонки l=18; T1=27.74 Ведомый вал Из двух шпонок – под зубчатым колесом и под звездочкой – более нагружена вторая. Проверяем шпонку под звездочкой d=25; ; b∙h=8∙7 мм; t1=4.0 – Глубина паза вала; t2=3.3 – Глубина паза втулки; Фаска = 0.16-0.25; l=45 – Длина шпонки. Условие σсм < [σсм]
            ПМ.050000.00ПЗ     Лист
           
Изм. Кол.уч Лист №док Подпись Дата
  8. Уточненный расчет валов Ведущий вал По табл. 3.3 при диаметре заготовки до 90 мм (da=70 мм) среднее значение σв=780 МПа. Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений τ-1=0.58∙ σ-1=0.58∙335=193 МПа. Сечение A-A Коэффициент запаса прочности , где амплитуда и среднее напряжение от нулевого цикла:     При d=33; b=10 мм, t1=5 мм, по табл. 8.5 Принимаем по табл. 8.5 kτ=1.68; ε=0.76; ψτ=0.1.
            ПМ.060000.00ПЗ     Лист
           
Изм. Кол.уч Лист №док Подпись Дата
  Приняв у ведущего вала длину посадочной части под муфту равную длине полумуфты l=80 (УВП муфта для валов диаметром 35 мм): Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям ψσ=650 – для углеродистой стали. kσ=780 εσ=0.86 σv=0.2   Результирующий коэффициент запаса прочности Ведомый вал   Материал вала – сталь 45 нормализованная σв=570 МПа (по табл. 3.3) Пределы выносливости:   σ-1=0.43∙570=246 МПа τ-1=0.58∙246=142 МПа   Сечение А-А. Диаметр в этом сечении – 35 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки (табл. 8.5) kσ=1.76 εσ=0.91 kτ=1.30 ετ=0.81 ψσ=0.15 ψτ=0.1   Изгибающий момент в горизонтальной плоскости    
            ПМ.070000.00ПЗ   Лист
           
Изм. Кол.уч Лист №док Подпись Дата
  Изгибающий момент в вертикальной плоскости   Суммарный изгибающий момент в сечении А-А Момент сопротивления кручению d=33; b=12; t1=4 мм. Момент сопротивления изгибу касательных напряжений Амплитуда нормальных напряжений изгиба Коэфициент запаса прочности по нормальным напряжениям Коэфициент запаса прочности по касательным напряжениям  
            ПМ.070000.00ПЗ Лист
           
Изм. Кол.уч Лист №док Подпись Дата
  Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А Сечение К-К Концентрация напряжения обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом (табл. 8.7) kσ/ εσ=1.76/0.91=1.93 kτ/ ετ=1.30/0.81=1.605 ψσ=0.5 ψτ=0.1   Изгибающий момент M4=Fв∙l3=1000∙61.5=0.00615∙103 Н∙мм   Осевой момент сопротивления Амплитуда нормальных напряжений σm=0 Полярный момент сопротивления Wp=2∙W=2∙0.0025∙103=5∙103 мм3 касательных напряжений    
              ПМ.070000.00ПЗ Лист
           
Изм. Кол.уч Лист №док Подпись Дата
                             

 

Коэфициент запаса прочности по нормальным напряжениям Коэфициент запаса прочности по касательным напряжениям Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения К-К   Сечение Л-Л   Концентрация напряжений обусловлена переходом от ⌀30 к ⌀35 при: D/d=30/25=1.2 r=2.25/25=0.09   Коэффициенты концентрации напряжений kσ=1.40 kτ=1.14   Внутренние силовые факторы те же, что и для сечения К-К   Осевой момент сопротивления   Амплитуда нормальных напряжений     Полярный момент сопротивления Wp=2∙W=2∙16.3∙103=32.6∙103 мм3  
              ПМ.000000.00ПЗ Лист
           
Изм. Кол.уч Лист №док Подпись Дата

 

  касательных напряжений Коэфициент запаса прочности по нормальным напряжениям Коэфициент запаса прочности по касательным напряжениям Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения К-К     Сечение Б-Б kσ=1.40 kτ=1.14 εσ=0.91 ετ=0.81 Изгибающий момент (положим x1=60 мм) MБ-Б=FB∙x1=1000∙60=6000 Амплитуда нормальных напряжений изгиба   Момент сопротивления сечения нетто  
              ПМ.000000.00ПЗ Лист
           
Изм. Кол.уч Лист №док Подпись Дата

 

  касательных напряжений Коэфициент запаса прочности по нормальным напряжениям Коэфициент запаса прочности по касательным напряжениям Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения К-К   Сведем результаты проверки в таблицу:
Сечение A-A K-K Л-Л Б-Б
Коэф. Запаса. 7.9 12.23 7.269 3.114

 

Во всех сечениях s > [s]

              ПМ.000000.00ПЗ Лист
           
Изм. Кол.уч Лист №док Подпись Дата

 

  Заключение
              ПМ.000000.00ПЗ Лист
           
Изм. Кол.уч Лист №док Подпись Дата

 

 
              ПМ.000000.00ПЗ Лист
           
Изм. Кол.уч Лист №док Подпись Дата

 

Список используемой литературы 1.Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. Пособие для машиностроит. спец. техникумов.-2-е изд., перераб. и доп.-Высш. шк., 1990.-399 с., ISBN 5-06-000696-4 2.Чернавский С.А.Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. Пособие для студентов втузов.-3-е изд., перераб. и доп.-М.:ИНФРА-М,2013.-414 с., ил. 3.Детали машин: Атлас конструкций: Учеб. пособие для студентов машиностроительных специальностей вузов. В 2-х ч. Ч.1/ Б.А. Байков, В.Н. Богачев, А.В. Буланже и др.; Под общ. ред. д-ра техн. наук проф. Д.Н. Решетова.-5-е изд .. перераб. и доп. М.: Машиностроение, 1992.-352 с: ил. ISBN 5-217-01507-1 4.Детали машин: Атлас конструкций: Учеб. пособие для студентов машиностроительных специальностей вузов. В 2-х ч. Ч.2/ Б.А. Байков, В.Н. Богачев, А.В. Буланже и др.; Под общ. ред. д-ра техн. наук проф. Д.Н. Решетова.-5-е изд .. перераб. и доп. М.: Машиностроение, 1992.-296 с: ил. ISBN 5-217-01508-Х  
              ПМ.000000.00ПЗ Лист
           
Изм. Кол.уч Лист №док Подпись Дата

 



©2015- 2018 stydopedia.ru Все материалы защищены законодательством РФ.