Проект привода зубчастого циліндричного редуктора

Призначення і застосування циліндричної прямозубої передачі. Розрахунок кутових скоростей валів. Вибір твердості, термообробки і матеріалу коліс. Перевірка зубів по контактних напруженнях. Підбір шпонок, підшипників. Конструювання корпусних деталей.

Рубрика Производство и технологии
Вид курсовая работа
Язык украинский
Дата добавления 03.05.2020
Размер файла 1,4 M

Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.

Размещено на http://www.Allbest.Ru/

Размещено на http://www.Allbest.Ru/

Размещено на http://www.Allbest.Ru/

Зміст

  • Вступ
  • 1. Кінематичний розрахунок
    • 1.1 Підбір електродвигуна
    • 1.2 Уточнення передавальних чисел приводу
    • 1.3 Визначення частот обертання і моментів, що обертають на валах
  • 2. Розрахунок циліндричної передачі
    • 2.1 Вибір твердості, термічної обробки і матеріалу коліс
    • 2.2 Визначення допустимих контактних напружень
    • 2.3 Визначення напружень вигину
    • 2.4 Проектний розрахунок
      • 2.4.1 Міжосьова відстань
      • 2.4.2 Попредні основні розміри колеса
      • 2.4.3 Модуль передачі
      • 2.4.4 Сумарне число зубів
      • 2.4.5 Число зубів шестерні і колеса
      • 2.4.6 Фактичне передавальне число
      • 2.4.7 Діаметри коліс
      • 2.4.8 Розміри заготовок
      • 2.4.9 Перевірка зубів коліс по контактним напруженням
      • 2.4.10 Сили в зачепленні
  • 3. Ескізне проектування
    • 3.1 Проектні розрахунки валів
    • 3.2 Відстані між деталями передач
    • 3.3 Вибір типів підшипників
    • 3.4 Схеми установки підшипників
    • 3.5 Складання компонувальною схеми
  • 4. Конструювання зубчатих коліс
    • 4.1 Шестерня
    • 4.2 Зубчасте колесо
  • 5. Підбір шпонкових з'єднань
    • 5.1 Підбір шпонок для з'єднання зубчастого колеса і вала
    • 5.2 Підбір шпонок вхідного і вихідного хвостовиків
  • 6. Підбір підшипників кочення на заданий ресурс
    • 6.1 Підшипники швидкохідного вала
    • 6.2 Підшипники тихохідного вала
  • 7. Конструювання корпусних деталей
  • 8. Конструювання кришок підшипників
  • 9. Розрахунок пасової передачі
  • 10. Розрахунок валів на міцність
    • 10.1 Вхідний вал
      • 10.2 Вихідний вал
  • 11. Вибір манжетних ущільнень
    • 11.1 Вхідний вал
    • 11.2 Вихідний вал
  • 12. Вибір мастильних матеріалів і системи змащування
  • 13. Підбір муфти
  • 14. Порядок складання приводу, виконання необхідних регулювальних робіт
  • Список використаної літератури

Вступ

Машини складаються з деталей. Деталі машин - це складові частини машин, кожна з яких виготовлена без застосування складальних операцій (наприклад, вал).

Число деталей в складних машинах може становити десятки і сотні тисяч, наприклад, в автомобілі більше 15 тис. деталей, в автоматизованих комплексах прокатного обладнання - більше мільйона.

Курс «Деталі машин» охоплює також сукупність спільно працюючих деталей, що представляють собою конструктивно відокремлені одиниці, зазвичай об'єднуються, одним призначенням і звані складальними одиницями або вузлами. Вузли однієї машини можна виготовляти на різних заводах. Характерними прикладами вузлів є редуктори, коробки передач, муфти, Підшипники у власних корпусах.

Для отримання знань з проектування, проводимо проектування редуктора. Редуктором називається механізм, що складається з зубчастих або черв'ячних передач, виконаних у вигляді окремого агрегату і службовець для передачі обертання від вала двигуна до валу робочої машини. Редуктор призначений для зниження кутової швидкості і відповідно підвищення крутного моменту веденого валу в порівнянні з ведучим. Редуктор складається з корпусу, в якому розташовані елементи передачі - зубчасті колеса, вали, підшипники.

1. Кінематичний розрахунок

1.1 Підбір електродвигуна

Споживану потужність (кВт) приводу (потужність на виході) задано:

Pв = 6 кВт.

Тоді необхідна потужність електродвигуна [1, стор. 5]

Pэ.необх = Pвзаг,

де ззаг = з1 з2 з3 ...

Тут з1, з2, з3 ... - ККД окремих ланок кінематичного ланцюга, орієнтовні значення яких з урахуванням втрат в підшипниках можна приймати по табл. 1.1 (1, стор. 6).

Загальний ККД приводу

Ззаг = зззпасзмзоп;

де зз - ККД зубчастої передачі;

зпас - ККД пасової передачі;

зм - ККД сполучної муфти;

зоп - ККД опор редуктора.

За табл. 1.1: зз = 0.97; зпас = 0.95; зм = 0.98; зоп = 0.992;

тоді

ззаг = 0.97 • 0.95 • 0.98 • 0.992 = 0.89;

Необхідна потужність електродвигуна

Pе. необ = 6 / 0.89 = 6.74 кВт;

Необхідна частота обертання валу електродвигуна обчислимо, підставляючи в формулу для nе.необх середні значення передавальних чисел з рекомендованого діапазону для присутніх передач.

вид передачі

твердість зубів

Передавальне число

Uрек

Uгранич

Зубчаста циліндрична:

тихохідна ступінь у всіх редукторах (Uт)

швидкохідна ступінь в редукторах по розгорнутій схемі (Uшв)

швидкохідний ступінь в співвісний редукторі (Uшв)

? 350 HB

40 ... 56 HRCе

56 ... 63 HRCе

? 350 HB

40 ... 56 HRCе

56 ... 63 HRCе

? 350 HB

40 ... 56 HRCе

56 ... 63 HRCе

2,5 ... 5,6

2,5 ... 5,6

2 ... 4

3,15 ... 5,6

3,15 ... 5

2,5 ... 4

4 ... 6,3

4 ... 6,3

3,15 ... 5

6,3

6,3

5,6

8

7,1

6,3

8

7,1

6,3

Коробка передач

Будь-яка

1 ... 2,5

3,15

конічна зубчаста

? 350 HB

? 40 HRCе

1 ... 4

1 ... 4

6,3

5

черв'ячна

-

16 ... 50

80

ланцюгова

-

1,5 ... 3

4

ремінна

-

2 ... 3

5

nэ.необх = nв • Uцил • Uр = 250 • 4 • 2 = 2000 хв-1;

де Uціл - передавальне число передачі одноступінчатого циліндричного редуктора; Uпас - пердаточное число пасової передачі.

За табл. 24.9 [1, стор. 417] вибираємо електродвигун АІР112M2: P = 7,5 кВт; n = 2895 хв-1.

Відношення максимального крутного моменту до номінального Tmax / T = 2.2.

1.2 Уточнення передавальних чисел приводу

Після вибору n визначають загальне передавальне число приводу [1, стор. 8]

Uзаг = n / n в;

Uзаг = 2895/150 = 11.58;

Отримане розрахунком загальне передавальне число розподіляють між редуктором і іншими передачами, між окремими ступенями редуктора.

Якщо в кінематичній схемі крім редуктора (коробки передач) є ланцюгова або ремінна передача, то попередньо призначене передавальне число передачі не змінюють, приймаючи Uп = Uц або Uп = Uр або Uп = UцUр, а уточнюють передавальне число редуктора [1, стор. 8]

Uп = Uр = 2 = 2;

Uред = Uзаг/Uп = 11.58 / 2 = 5.79;

1.3 Визначення частот обертання і моментів, що обертають на валах

Після визначення передавальних чисел ступенів редуктора (коробки передач) обчислюють частоти обертання і обертаючі моменти на валах передачі.

Якщо в заданій схемі відсутній ланцюгова передача на виході, то частота обертання валу колеса циліндричної передачі

n2 = nв = 250 хв-1.

Частота обертання валу шестерні циліндричної передачі

n1 = n2Uцил = 250 • 5.79 = 1447.5 хв-1.

Момент на валу колеса циліндричної передачі при відсутності ланцюгової передачі

T2 = Tв/(змзоп) = 229.18 / (0.98 • 0.98) = 238.63 (Н•м);

де зоп - ККД опор приводного вала; зм - ККД муфти.

Момент, що обертає на валу шестерні циліндричної передачі

T1 = T2/ (Uцилзцил) = 238.63 /(5.79 • 0.97) = 42.49 (Н•м).

де зцил - ККД циліндричної передачі; Uцил - передавальне число циліндричної передачі.

Зведена таблиця з даними необхідними для розрахунку редуктора:

Uред

n1, хв-1

T1, Н•м

n2, хв-1

T2, Н•м

5.79

1447.5

42.49

250

238.63

Примітка: розрахункові дані можуть мати похибку до 3% через заокруглення в розрахунках.

2. Розрахунок циліндричної передачі

2.1 Вибір твердості, термічної обробки і матеріалу коліс

Залежно від виду вироби, умов його експлуатації і вимог до габаритних розмірів вибирають необхідну твердість коліс і матеріали для їх виготовлення. Для силових передач найчастіше застосовують стали. Передачі зі сталевими зубчастими колесами мають мінімальну масу і габарити, тим менше, чим вище твердість робочих поверхонь зубів, яка в свою чергу залежить від марки стали і варіанти термічної обробки (табл. 1). [1, стор.11]

Таблиця 1

Марка сталі

Термообробка

Граничні розміри заготовки, мм

твердість зубів

ут, МПа

Dпр

Dпр

в серцевині

на поверхні

45

покращена

125

80

235-262 HB

235-262 HB

540

покращена

80

50

269-302 HB

269-302 HB

650

40Х

покращена

200

125

235-262 HB

235-262 HB

640

покращена

125

80

269-302 HB

269-302 HB

750

покращена і гарт ТВЧ

125

80

269-302 HB

45-50 HRCе

750

40ХН,

35ХМ

покращена

315

200

235-262 HB

235-262 HB

630

покращена

200

125

269-302 HB

269-302 HB

750

покращена і гарт ТВЧ

200

125

269-302 HB

48-53 HRCе

750

40ХНМА,

38Х2МЮА

покращена і з азотуванням

125

80

269-302 HB

50-56 HRCе

780

20Х,

20ХН2М,

18ХГТ,

12ХН3А,

25ХГМ

покращена, цементація і гарт

200

125

300-400 HB

56-63 HRCе

800

Шестерня

Матеріал - Сталь 40Х

Призначаємо термічну обробку шестерні - покращення і загартування ТВЧ.

Граничні розміри заготовки: Dпр = 125 мм, S пр = 80 мм.

Твердість зубів: в серцевині до 302 HB, на поверхні до 50 HRCе.

Максимальне напруження уT = 750 МПа.

Колесо

Матеріал - Сталь 40Х

Призначаємо термічну обробку шестерні - покращення і загартування ТВЧ.

Граничні розміри заготовки: Dпр = 125 мм, S пр = 80 мм.

Твердість зубів: в серцевині до 302 HB, на поверхні до 50 HRCе.

Максимальне напруження уT = 750 МПа.

2.2 Визначення допустимих контактних напружень

Контактні напруги [у]H1 для шестерні і [у]H2 для колеса визначають по загальній залежності (але з підстановкою відповідних параметрів для шестерні і колеса), з огляду на вплив на контактну міцність довговічності (ресурсу), шорсткості сполучених поверхонь зубів і окружної швидкості:

[у]H = [у]HlimZNZRZV/SH.

Межа контактної витривалості [у] Hlim обчислюють за емпіричними формулами в залежності від матеріалу і способу термічної обробки зубчастого колеса і середньої твердості (HBсер або HRCе сер) на поверхні зубів (табл. 2). [1, стор. 12]

Таблиця 2

Спосіб термічної або хіміко-термічної обробки

Середня твердість на поверхні

сталь

уHlim, МПа

покращена

поверхневе загартування

цементація

Азотування

<350 HB

40 ... 56 HRCе

> 56 HRCе

> 52 HRCе

Вуглецева і легована

легована

2 HBсер + 70

17 HRCе сер + 200

23 HRCе сер

1050

Для обраної марки стали і ТО шестерні

[у]Hlim 1 = 17•HRCе сер + 200 = 17•48 + 200 = 1016 МПа.

Для обраної марки стали і ТО колеса

[у]Hlim 2 = 17•HRCэ ср + 200 = 17•48 + 200 = 1016 МПа.

Мінімальні значення коефіцієнта запасу міцності для зубчастих коліс з однорідною структурою матеріалу (поліпшених, об'ємно загартованих) SH = 1,1; для зубчастих коліс з поверхневим зміцненням SH = 1,2.

Для обраної ТО шестерні (покращена і гарт ТВЧ) приймаємо SH 1 = 1,1

Для обраної ТО колеса (покращена і гарт ТВЧ) приймаємо SH 2 = 1,2.

Коефіцієнт довговічності ZN враховує вплив ресурсу

(1)

Число NHG циклів, відповідне перелому кривої втоми, визначають по середньої твердості поверхонь зубів [1, стор. 13]:

Твердість у одиницях HRC переводять в одиниці HB:

HRCе

45

47

48

50

51

53

55

60

62

65

HB

425

440

460

480

495

522

540

600

620

670

Перекладена середня твердість поверхні зубів для обраного матеріалу шестерні дорівнює 451 HB.

NHG 1 = 30 • 4512,4 = 70405590.

для колеса

NHG 2 = 30 • 4512,4 = 70405590.

Ресурс Nk передачі в числах циклів зміни напруг при частоті обертання n, хв-1, і часу роботи Lh, годину:

Nk = 60nnзLh,

де nз - число входжень у зачеплення зуба розраховується колеса за один його оборот (чисельно дорівнює числу коліс, що знаходяться в зачепленні з розраховується). [1, стор. 13]

У загальному випадку сумарний час Lh (в год) роботи передачі обчислюють за формулою

Lh = L365Kрік24Kдоб,

де L - число років роботи;

Kрік - коефіцієнт річного використання передачі;

Kдоб - коефіцієнт добового використання передачі.

Число зацеплений nз і для колеса і для шестерні в даному випадку дорівнює 1.

Lh = 15000 • 365 • 1 • 24 • 1 = 131400000, год.

Для шестерні:

Nk ш = 60 • 1447.5 • 1 • 131400000 = 11412090000000, год

Оскільки Nk ш> NHG, то приймаємо Nk ш = NHG = 70405590. [1, стор. 13]

ZN ш = 1

Для колеса:

Nk кол = 60 • 150 • 1 • 131400000 = 1971000 млн.

Оскільки Nk кол> NHG, то приймаємо Nk кол = NHG = 70405590. [1, стор. 13]

ZN кол = 1

Коефіцієнт ZR, що враховує вплив шорсткості сполучених поверхонь зубів, беруть для зубчастого колеса пари з більш грубою поверхнею в залежності від параметра Ra шорсткості (ZR = 1 - 0,9). Великі значення відповідають шліфованим і полірованим поверхням (Ra = 0,63 ... 1,25 мкм).

Приймаємо ZR, як для шестерні так і для колеса дорівнює 0,9.

Коефіцієнт ZV враховує вплив окружної швидкості V (ZV = 1 ... 1,15). Менші значення відповідають твердим передачам, які працюють при малих окружних швидкостях (V до 5 м / с).

Приймаємо ZV як для шестерні так і для колеса рівним 1,05 - як задовольняє в більшості випадків.

Для шестерні:

[у]H1 = [у]HlimZN шZRZV/SH = 800.1 МПа.

Для колеса:

[у]H2 = [у]HlimZN колZRZV/SH = 800.1 МПа.

Допускна напруга [у]H для циліндричних і конічних передач з прямими зубами рівно меншому з допустимих напружень шестерні [у]H1 і колеса [у]H2. [1, стор. 14]

Приймаємо мінімальне допустиме напруження [у]H = 800.1 МПа.

2.3 Визначення напружень вигину

Допустимі напруги вигину зубів шестерні [у]F1 і колеса [у]F2 визначають по загальній залежності (але з підстановкою відповідних параметрів для шестерні і колеса), з огляду на вплив на опір втоми при вигині довговічності (ресурсу), шорсткості поверхні викружки (перехідної поверхні між суміжними зубами) і реверсу (двостороннього додатка) навантаження:

[у]F = [у]FlimYNYRYA/SF.

Межа міцності [у]Flim при віднульовому циклі напружень обчислюють за емпіричними формулами (табл. 3).

Таблиця 3

Спосіб термічної або хіміко-термічної обробки

Група сталей

твердість зубів

уFlim, МПа

на поверхні

в серцевині

покращена

45, 40Х, 40ХН, 35ХМ

<350 HB

<350 HB

1,75 HBср

Загартування ТВЧ по контуру зубів

40Х, 40ХН, 35ХМ

48 - 52 HRCе

27-35 HRCе

600-700

Загартування ТВЧ наскрізна (m <3 мм)

48 - 52 HRCе

48-52 HRCе

500-600

цементація

20Х, 20ХН2М, 18ХГТ, 25ХГМ, 12ХН3А

57 - 62 HRCе

30-45 HRCе

750-800

Цементація з автоматичним регулюванням процесу

850-950

Азотування

38Х2МЮА, 40ХНМА

<67 HRCе

24-40 HRCе

12 HRCе ср +290

Приймаємо для обраної марки стали і ТО (Сталь 40Х, покращена і гарт ТВЧ) шестерні

[у]Flim 1 = 600 МПа.

Для колеса (Сталь 40Х, покращена і гарт ТВЧ)

[у]Flim 2 = 600 МПа.

Мінімальне значення коефіцієнта запасу міцності: для цементованних і нітроцементованних зубчастих коліс - SF = 1,55; для інших - SF = 1,7.

Приймаємо для шестерні (покращена і гарт ТВЧ) SF 1= 1.7.

Для колеса (покращена і гарт ТВЧ) SF 2 = 1.7.

Коефіцієнт довговічності YN враховує вплив ресурсу:

(2)

де YNmax = 4 і q = 6 - для поліпшених зубчастих коліс;

YNmax = 2,5 і q = 9 для загартованих і поверхнево зміцнених зубів.

Число циклів, відповідне перелому кривої втоми, NFG = 4 • 106. [1, стор.15]

Для обраної ТО шестерні (покращена і гарт ТВЧ) приймаємо YNmax 1 = 2.5 и q1 = 9.

Для обраної ТО колеса (покращена і гарт ТВЧ) приймаємо YNmax 2 = 2.5 и q2 = 9.

Призначений ресурс Nk обчислюють так само, як і при розрахунках по контактним напруженням.

У відповідності з кривою втоми напруги уF не можуть мати значення менших уFlim. Тому при Nk > Nsub>FG приймают Nk = NFG.

Для довго працюючих швидкохідних передач Nk ? NFG і, отже YN = 1, що і враховує перший знак нерівності в (2). Другий знак нерівності обмежує допустимі напруження за умовою запобігання пластичної деформації або крихкого руйнування зуба. [1, стор.15]

Для шестерні:

Nk ш = 60 • 1447.5 • 1 • 131400000 = 11412090000000

Оскільки Nk ш > NFG, то приймаемо Nk ш = NFG = 4000000.

YN ш = 1

Для колеса:

Nk кол = 60 • 250 • 1 • 131400000 = 1971000000000

Оскільки Nk кол > NFG, то приймаемо Nk кол = NFG = 4000000.

YN кол = 1

Коефіцієнт YR, що враховує вплив шорсткості перехідної поверхні між зубами, приймають: YR = 1 при шліфуванні і зубофрезерованні з параметром шероховатості RZ ? 40 мкм; YR = 1,05 ... 1,2 при поліруванні (великі значення при поліпшенні і після гарту ТВЧ).

Приймаємо YR = 1,1.

Коефіцієнт YA враховує вплив двостороннього програми навантаження (реверса). При односторонньому додатку навантаження YA = 1. При реверсивному навантаженні і однакових навантаженні і числі циклів навантаження в прямому і зворотному напрямку (наприклад, зуби сателіта в планетарній передачі): YA = 0,65 - для нормалізованих і поліпшених сталей; YA = 0,75 - для загартованих і цементованних; YA = 0,9 - для азотованих.

Так як в проектованої передачі не буде реверсивного ходу, то приймаємо для шестерні і колеса YA = 1.

Для шестерні:

[у]F1 = [у]Flim 1YN шYRYA 1/SF 1 = 388.24 МПа

Для колеса:

[у]F2 = [у]Flim 2YN колYRYA 2/SF 2 = 388.24 МПа

2.4 Проектний розрахунок

2.4.1 Міжосьова відстань

Попереднє значення міжосьової відстані aw', мм:

де знак "+" (в дужках) відносять до зовнішнього зчеплення, знак "-" - до внутрішнього; T1 - крутний момент на шестірні (найбільший з довготривалих), Н • м; u - передавальне число.

Коефіцієнт K в залежності від поверхневої твердості H1 і H2 зубів шестерні і колеса соответсвенно має наступні значення [1, стор. 17]:

Поверхнева твердість і шестерні до 480 HB і колеса до 480 HB, тому коефіцієнт K приймаємо рівним 6.

U = 5.79;

aw' = 79 мм.

Окружну швидкість н, м / с, обчислюють за формулою:

н = 1.76 м / с.

Ступінь точності зубчастої передачі призначають по табл. 4:

Таблиця 4

Ступінь точності по ГОСТ 1643-81

Допустима окружна швидкість х, м / с, коліс

прямозубих

непрямозубих

циліндричних

конічних

циліндричних

конічних

6 (передачі підвищеної точності)

7 (передачі нормальної точності)

8 (передачі зниженою точності)

9 (передачі низької точності)

до 20

до 12

до 6

до 2

до 12

до 8

до 4

до 1,5

до 30

до 20

до 10

до 4

до 20

до 10

до 7

до 3

При окружних швидкості 0.93 м / с (що менше 2 м / с) вибираємо ступінь точності 9.

Уточнюємо попередньо знайдене значення міжосьової відстані:

де Ka = 450 - для прямозубих коліс; Ka = 410 - для косозубих і шевронних, МПа; [у]H - в МПа.

шba - коефіцієнт ширини приймають з ряду стандартних чисел: 0,1; 0,15; 0,2; 0,25; 0,315; 0,4; 0,5; 0,63 в залежності від положення коліс щодо опор:

при симетричному розташуванні 0,315-0,5;

при несиметричному 0,25-0,4;

при консольному розташуванні одного або обох коліс 0,25-0,4;

Для шевронних передач шba = 0,4 - 0,63; для коробок передач шba = 0,1 - 0,2; для передач внутрішнього зачеплення шba = 0,2 (u + 1) / (u-1). Менші значення шba - для передач з твердістю зубів H ? 45HRC.

Приймаємо шba = 0,31.

Коефіцієнт навантаження в розрахунках на контактну міцність

KH = KKK.

Коефіцієнт K враховує внутрішню динаміку навантаження, пов'язану насамперед із помилками кроків зачеплення і похибками профілів зубів шестерні і колеса. Значення K приймають по табл. 5 в залежності від ступеня точності передачі за нормами плавності, окружна швидкість і твердості робочих поверхонь.

Таблиця 5

Ступінь точності по ГОСТ 1643-81

Твердість на поверхні зубів колеса

Значення K при х, м / с

1

3

5

8

10

6

> 350 HB

1,02

1,01

1,06

1,03

1,10

1,04

1,16

1,06

1,20

1,08

? 350 HB

1,03

1,01

1,09

1,03

1,16

1,06

1,25

1,09

1,32

1,13

7

> 350 HB

1,02

1,01

1,06

1,03

1,12

1,05

1,19

1,08

1,25

1,10

? 350 HB

1,04

1,02

1,12

1,06

1,20

1,08

1,32

1,13

1,40

1,16

8

> 350 HB

1,03

1,01

1,09

1,03

1,15

1,06

1,24

1,09

1,30

1,12

? 350 HB

1,05

1,02

1,15

1,06

1,24

1,10

1,38

1,15

1,48

1,19

9

> 350 HB

1,03

1,01

1,09

1,03

1,17

1,07

1,28

1,11

1,35

1,14

? 350 HB

1,06

1,02

1,12

1,06

1,28

1,11

1,45

1,18

1,56

1,22

Примітка. В чисельнику наведені значення для прямозубих, в знаменнику - для косозубих хубчатих коліс.

Для ступеня точності 9, максимальної окружної швидкості 0.93 м / с, твердості HB> 350 приймаємо K = 1.03.

Коефіцієнт K враховує нерівномірність розподілу навантаження по довжині контактних ліній, обумовлюється похибками виготовлення (похибками напрямки зуба) і пружними деформаціями валів, підшипників. Зуби зубчастих коліс можуть прірабативала: в результаті підвищеного місцевого зношування розподіл навантаження стає більш рівномірним. Тому розглядають коефіцієнти нерівномірності розподілу навантаження в початковий період роботи KHв0 і після -- K.

Значення коефіцієнта KHв0 приймають за таблицею 6 в залежності від коефіцієнта шbd = b2/d1, схеми передачі твердості зубів. Так як ширина колеса і діаметр шестерні ще не визначені, значення коефіцієнта шbd обчислюють орієнтовно:

шbd = 0,5шba (u 1);

шbd = 0,5 • 0.31 • (5.79 + 1) = 1.1.

Коефіцієнт K визначають за формулою:

K = 1 + (K0 - 1)KHw,

де KHw - коефіцієнт, що враховує приработку зубів, його значення знаходять в залежності від окружної швидкості для зубчастого колеса із меншою твердістю (табл. 7).

Коефіціент K визначають за формулою:

K = 1 + (K0 - 1)KHw,

де KHw - коефіцієнт, що враховує приработку зубів, його значення знаходять в залежності від окружної швидкості для зубчастого колеса із меншою твердістю (табл. 7).

Мал. 1 [1, рис. 2.4, стор. 19]

Таблиця 6

Шbd

Твердість на поверхні зубів колеса

Значення KHвo для схеми передачі по рис. 1 [1, рис. 2.4, стор. 19]

1

2

3

4

5

6

7

0,4

0,6

0,8

1,0

1,2

1,4

1,6

? 350 HB

> 350 HB

? 350 HB

> 350 HB

? 350 HB

> 350 HB

? 350 HB

> 350 HB

? 350 HB

> 350 HB

? 350 HB

> 350 HB

? 350 HB

> 350 HB

1.17

1.43

1.27

---

1.45

---

---

---

---

---

---

---

---

---

1,12

1,24

1,18

1,43

1,27

---

---

---

---

---

---

---

---

---

1,05

1,11

1,08

1,20

1,12

1,28

1,15

1,38

1,18

1,48

1,23

---

1,28

---

1,03

1,08

1,05

1,13

1,08

1,20

1,10

1,27

1,13

1,34

1,17

1,42

1,20

---

1,02

1,05

1,04

1,08

1,05

1,13

1,07

1,18

1,08

1,25

1,12

1,31

1,15

---

1,02

1,02

1,03

1,05

1,03

1,07

1,04

1,11

1,06

1,15

1,08

1,20

1,11

1,26

1,01

1,01

1,02

1,02

1,02

1,04

1,02

1,06

1,03

1,08

1,04

1,12

1,06

1,16

Таблиця 7

Твердість на поверхні зубів

Значення KHw при н, м / с

1

3

5

8

10

15

200 HB

250 HB

300 HB

350 HB

43 HRCе

47 HRCе

51 HRCе

60 HRCе

0,19

0,26

0,35

0,45

0,53

0,63

0,71

0,80

0,20

0,28

0,37

0,46

0,57

0,70

0,90

0,90

0,22

0,32

0,41

0,53

0,63

0,78

1,00

1,00

0,27

0,39

0,50

0,64

0,78

0,98

1,00

1,00

0,32

0,45

0,58

0,73

0,91

1,00

1,00

1,00

0,54

0,67

0,87

1,00

1,00

1,00

1,00

1,00

Початкове значення коефіцієнта K0Hб розподілу навантаження між зубах зв'язку з похибками виготовлення (похибками кроку зачеплення і напрямки зуба) визначають залежно від ступеня точності (Nст = 5, 6, 7, 8, 9) за нормами плавності:

для прямозубих передач

K0 = 1 + 0,06(nст - 5), за умови 1 ? K0 ? 1,25;

для косозубих передач

K0 = 1 + A(nст - 5), за умови 1 ? K0 ? 1,6,

де A = 0,15 - для зубчастих коліс з твердістю H1 и H2 > 350 HB і A = 0,25 при H1 і H2 ? 350 HB або H1 > 350 HB та H2 ? 350 HB.

K0 = 1 + 0,06(9 - 5) = 1.24

Приймаємо коефіцієнт KHw по табл. 7 рівним (найближче значення твердості по таблиці 495 HB або 51 HRC до твердості колеса 480 HB) 0.71.

K = 1 + (1.24 - 1)0.90 = 1.216;

Приймаємо коефіцієнт KHв0 по табл. 6 (схема 6) рівним 1.15.

K = 1 + (1.15 - 1) 0.90 = 1.135;

KH = 1.09 • 1.135 • 1.216 = 1.5.

Уточнене значення міжосьової відстані:

aw = 116.5 мм;

Обчислення значення міжосьової відстані округлюють до найближчого числа, кратного п'яти, або по ряду розмірів Ra 40 [1, табл. 24.1]. При великосерійному виробництві редукторів aw округлюють до найближчого стандартного значення: 50; 63; 71; 80; 90; 100; 112; 125; 140; 160; 180; 200; 224; 250; 260; 280; 300; 320; 340; 360; 380; 400 мм. [1, стор. 20]

Приймаємо aw = 120 мм;

2.4.2 Попредні основні розміри колеса

Ділильний діаметр:

d2 = 2awu/(u 1);

d2 = 2 • 120 • 5.79 / (5.79 + 1) = 204.65 мм;

Ширина:

b2 = шba • aw;

b2 = 0.31 • 120 = 37 мм.

Приймаємо із стандартного ряду Ra 40 значення ширини:

b2 = 38 мм.

2.4.3 Модуль передачі

Максимально допустимий модуль mmax, мм, визначають з умови неподрезанія зубів у підстави [1, стор. 20]

mmax ? 2aw/[17(u 1)];

mmax ? 2 • 120 / [17(5.79 + 1)] = 2.08 мм.

Мінімальне значення модуля mmin, мм, визначають з умови міцності [1, стор. 20]:

де Km = 3,4 • 103 для прямозубих і Km = 2,8 • 103 для косозубих передач; замість [у]F підставляють менше зі значень [у]F2 и [у]F1.

Таблиця 8

Ступінь точності по ГОСТ 1643-81

Твердість на поверхні зубів колеса

Значення K при х, м / с

1

3

5

8

10

6

> 350 HB

1,02

1,01

1,06

1,03

1,10

1,06

1,16

1,06

1,20

1,08

? 350 HB

1,06

1,03

1,18

1,09

1,32

1,13

1,50

1,20

1,64

1,26

7

> 350 HB

1,02

1,01

1,06

1,03

1,12

1,05

1,19

1,08

1,25

1,10

? 350 HB

1,08

1,03

1,24

1,09

1,40

1,16

1,64

1,25

1,80

1,32

8

> 350 HB

1,03

1,01

1,09

1,03

1,15

1,06

1,24

1,09

1,30

1,12

? 350 HB

1,10

1,04

1,30

1,12

1,48

1,19

1,77

1,30

1,96

1,38

9

> 350 HB

1,03

1,01

1,09

1,03

1,17

1,07

1,28

1,11

1,35

1,14

? 350 HB

1,11

1,04

1,33

1,12

1,56

1,22

1,90

1,36

---

1,45

Примітка. В чисельнику наведені значення для прямозубих, в знаменнику - для косозубих зубчастих коліс.

Коефіцієнт навантаження при розрахунку по напруженням вигину

KF = KKK.

Коефіцієнт K враховує внутрішню динаміку навантаження, пов'язану насамперед із помилками кроків зачеплення шестірні і колеса. Значення K приймають по табл. 8 [1, табл. 2.9, стор. 20] в залежності від ступеня точності за нормами плавності, окружної швидкості і твердості робочих поверхонь.

Для ступеня точності 9, максимальної окружної 1.76 м/с, твердості HB> 350 приймаємо K = 1.09.

K - коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу напружень біля основи зубів по ширині зубчастого вінця, оцінюють за формулою

K - коефіцієнт, що враховує вплив похибки виготовлення шестерні і колеса на розподіл навантаження між зубами, визначають так само як при розрахунках на контактну міцність: KFб = K0.

У зв'язку з менш сприятливим впливом підробітки на згинальну міцність, ніж на контактну, і більш важкими наслідками через неточності при визначенні напружень вигину приработку зубів при обчисленні коефіцієнтів K і K не враховують. [1, стор. 21]

KF = K = 1.09.

mmin = 0.73 мм.

З отриманого діапазону (m


Подобные документы

  • Розрахунок закритої прямозубої циліндричної передачі. Підбір підшипників валів редуктора. Вибір мастила зубчастого зачеплення. Перевірочний розрахунок веденого вала. Вибір електродвигуна та кінематичний розрахунок передачі. Порядок складання редуктора.

    курсовая работа [2,6 M], добавлен 26.05.2015

  • Розрахунок параметрів привода, плоскопасової передачі, тихохідної та швидкохідної ступенів, ведучого, проміжного та веденого валів. Вибір електродвигуна. Підбір підшипників і шпонок. Конструювання корпуса та кришки редуктора, зубчастих коліс та шківів.

    курсовая работа [5,7 M], добавлен 05.06.2014

  • Кінематичний і силовий розрахунок передачі. Вибір матеріалу й визначення допустимих напружень. Перевірочний розрахунок зубців передачі на міцність. Конструктивна розробка й розрахунок валів. Підбір та розрахунок підшипників. Вибір змащення редуктора.

    курсовая работа [2,2 M], добавлен 08.01.2013

  • Визначення кінематичних і силових параметрів приводу, підшипників веденого та ведучого вала. Проектний розрахунок плоскопасової та циліндричної прямозубої передачі. Характеристика одноступеневого циліндричного редуктора. Метали для зубчастих коліс.

    курсовая работа [518,5 K], добавлен 19.04.2015

  • Частоти обертання та кутові швидкості валів. Розрахунок на втомну міцність веденого вала. Вибір матеріалів зубчатих коліс і розрахунок контактних напружень. Конструювання підшипникових вузлів. Силовий розрахунок привода. Змащування зубчастого зачеплення.

    курсовая работа [669,0 K], добавлен 14.05.2013

  • Підбір електродвигуна і кінематичний розрахунок урухомника. Вибір допустимих напружень для коліс і шестерні. Розрахунок валів, передачі на контактну витривалість та зусиль, що виникають в неї. Підбір підшипників кочення, шпонок. Складання редуктора.

    курсовая работа [571,1 K], добавлен 25.01.2014

  • Вибір оптимального варіанта компонування редуктора, конструювання валів і основні розрахунки. Визначення ресурсу підшипників проміжного вала редуктора. Конструювання з'єднань, розробка ескізу компонування й визначення основних розмірів корпусних деталей.

    курсовая работа [4,3 M], добавлен 21.11.2010

  • Проект косозубого циліндричного редуктора. Вибір електродвигуна, кінематика; розрахунок зубчастих коліс, валів, ланцюгової передачі. Конструктивні розміри шестерні, колеса і корпуса. Перевірка довговічності підшипників, шпонкових з’єднань; компонування.

    курсовая работа [208,5 K], добавлен 13.11.2012

  • Вибір електродвигуна та кінематичний розрахунок передачі. Розрахунок закритої прямозубої циліндричної передачі. Проектний розрахунок валів редуктора. Конструктивні розміри шестерні і колеса, кришки редуктора. Перевірочний розрахунок веденого вала.

    курсовая работа [1,8 M], добавлен 19.11.2014

  • Розрахунок кінематичних і силових параметрів приводу. Перевірка міцності зубів черв'ячного колеса на вигин. Попередній розрахунок валів редуктора, конструювання черв'яка та черв'ячного колеса. Визначення реакцій опор, розрахунок і перевірка підшипників.

    курсовая работа [1,2 M], добавлен 17.11.2022

  • Вибір електродвигуна. Кінематичні та силові параметри приводу. Проектування зубчастої передачі. Розрахунок валів редуктора, підшипників. Змащування і ущільнення деталей. Розміри корпуса і передач редуктора. Конструювання зубчастої, кулачкової муфти.

    курсовая работа [2,8 M], добавлен 27.12.2015

  • Особливості проектування механічного привода у складі циліндричної та клинопасової передач. Розрахунок валів на міцність при роботі редуктора без заміни підшипників під час строку служби. Компоновочний вибір підшипників. Ескізна компоновка редуктора.

    курсовая работа [757,7 K], добавлен 08.09.2014

  • Підбір двигуна та перевірка режиму його роботи. Кінематичний та силовий розрахунок. Геометричні розміри зубчастих коліс. Визначення діаметрів валів і підшипників. Ескізне компонування редуктора. Розрахунок та побудова основних вузлів привода антени.

    курсовая работа [941,3 K], добавлен 21.12.2013

  • Вибір електродвигуна, кінематичний розрахунок. Розрахунок параметрів зубчастих коліс, валів редуктора. Конструктивні розміри шестерні і колеса. Вибір підшипників кочення. Перевірка шпоночних з'єднань. Вибір та розрахунок муфти. Робоче креслення валу.

    курсовая работа [3,3 M], добавлен 19.02.2013

  • Енергокінематичний розрахунок приводу конвеєра. Ескізне компонування редуктора. Розрахунок закритої циліндричної зубчастої передачі. Конструювання вала та перевірка його міцності на згин і кручення. Розрахунок підшипників кочення, шпонкових з’єднанань.

    курсовая работа [706,8 K], добавлен 29.03.2011

  • Вибір електродвигуна, кінематичний та силовий розрахунок приводу до стрічкового конвеєра. Розрахунок механічних та клинопасових передач, зубів на витривалість при згині, валів редуктора, шпонкових з’єднань. Обрання мастила та підшипників для опор валів.

    курсовая работа [611,9 K], добавлен 11.02.2014

  • Вибір електродвигуна; розрахунок привода, зубчатої передачі, валів редуктора. Конструктивні розміри шестерні, колеса і корпуса редуктора. Перевірка підшипника та шпонкових з'єднань на міцність та довговічність. Посадка шківа і вибір сорту мастила.

    курсовая работа [1,1 M], добавлен 08.10.2014

  • Проектування та розрахунок двоступінчастого редуктора, визначення кінематичних та силових параметрів приводу. Розрахунок циліндричних передач (швидкохідної та тихохідної), валів редуктора, вибір підшипників та шпонок для вхідного та проміжного валів.

    курсовая работа [3,5 M], добавлен 14.10.2011

  • Вибір електродвигуна, кінематичний та силовий розрахунки механічного приводу, редуктора, відцентрової муфти, циліндричної зубчастої передачі із зачепленням Новікова. Підбір підшипників, мастила для зубчастих коліс та проектування корпуса редуктора.

    курсовая работа [1,0 M], добавлен 20.10.2011

  • Розробка і розрахунок проекту механічного приводу з черв'ячним редуктором. Вибір електродвигуна, кінематичні розрахунки і визначення основних параметрів передачі. Розрахунок і конструювання деталей редуктора: розробка валів, вибір підшипників і корпусу.

    курсовая работа [504,2 K], добавлен 18.10.2011

Работы в архивах красиво оформлены согласно требованиям ВУЗов и содержат рисунки, диаграммы, формулы и т.д.
PPT, PPTX и PDF-файлы представлены только в архивах.
Рекомендуем скачать работу.