Расчет редуктора

sи = 2 x Еи x y / d1 = 100 x 3,0 / 160,0 = 1,875 МПа.


где Еи = 100 МПа  -  для резинотканевых ремней; y - растояние от нейтральной оси до опасного волокна сечения ремня y = 3,0.


20. Напряжение от центробежных сил (по формуле 7.19[1]):


sv = r x V2 x 10-6 = 1100 x 0,0062 = 0,041 МПа.


где r = 1100 кг/м3 - плотность ремня.

21. Максимальное напряжение по формуле 7.18[1] будет:


smax = s1 + sи + sv = 2,382 + 1,875 + 0,041 = 4,297 МПа.


Условие прочности smax <= 7 МПа выполнено.

22. Проверка долговечности ремня:

Находим рабочий ресурс ремня по формуле 7.22[1]

а) базовое число циклов для данного типа ремня:


Noц = 4600000,0;


б) коэффициент, учитывающий влияние передаточного отношения;


Ci = 1.5 x U1/3 - 0.5 = 1.5 x 1,4211/3 = 1,187;


в) коэффициент, учитывающий характер нагрузки СH = 1 при постоянной нагрузке.


H0 = Noц x Lр x Ci x CH x (s-1 / smax)8 / (60 x p x d1 x n(ведущий шкив)) =

        4600000,0 x 1500,0 x 1,187 x 1,0 x (7,0 / 4,297)8 / (60 x 3,142 x 160,0 x 727,0) =

        18503,085 ч.


При среднем режиме нагрузки рабочий ресурс ремня должен быть не менее 2000 часов

Таким образом условие долговечности выполнено.

23. Ширина шкивов Вш (см. табл. 7.12[1]):


Вш = (z - 1) x e + 2 x f = (6,0 - 1) x 15,0 + 2 x 10,0 = 95,0 мм.


РАСЧЕТ 2-Й ЗУБЧАТОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов  передачи, выбираем материалы со средними механическими  характеристиками  (см. табл. 2.1-2.3[1]):


- для шестерни : сталь                                : 45

                             термическая обработка : улучшение

                             твердость                        : HB  230


- для    колеса : сталь                                  : 45Л

                             термическая обработка : нормализация

                             твердость                        : HB  160


Допустимые контактные напряжения (стр. 13[2]) , будут:


[s]H = sH lim x ZN x ZR x Zv / SH  ,


По таблицам 2.1 и 2.2 гл. 2[2] имеем для сталей с твердостью поверхностей зубьев менее HB 350 :


sH lim b = 2 x HB + 70 .


sH lim(шестерня) = 2 x 230,0 + 70 = 530,0 МПа;

sH lim(колесо) = 2 x 160,0 + 70 = 390,0 МПа;


SH - коэффициент безопасности SH = 2,2; ZN - коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса.


ZN = (NHG / NHE)1/6,


где NHG - число циклов, соответствующее перелому кривой усталости, определяется по средней твёрдости поверхности зубьев:


NHG = 30 x HBср2.4 <= 12 x 107

NHG(шест.) = 30 x 230,02.4 = 13972305,126

NHG(кол.) = 30 x 160,02.4 = 5848024,9


NHE = mH x Nк - эквивалентное число циклов.


Nк = 60 x n x c x tS


Здесь :


- n - частота вращения, об./мин.; nшест. = 501,379 об./мин.; nкол. = 159,168 об./мин.

- c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении;


tS = 365 x Lг x C x tc - пордолжительность работы передачи в расчётный срок службы, ч.


- Lг=5,0 г. - срок службы передачи;

- С=2 - количество смен;

- tc=8,0 ч. - продолжительность смены.


tS = 365 x 5,0 x 2 x 8,0 = 29200,0 ч.


mH = 0,18 - коэффициент эквивалентности по табл. 2.4[2] для среднего номинального режима нагрузки (работа большую часть времени со средними нагрузками).Тогда:


Nк(шест.) = 60 x 501,379 x 1 x 29200,0 = 878416008,0

Nк(кол.) = 60 x 159,168 x 1 x 29200,0 = 278862336,0


NHE(шест.) = 0,18 x 878416008,0 = 158114881,44

NHE(кол.) = 0,18 x 278862336,0 = 50195220,48


В итоге получаем:


ZN(шест.) = (13972305,126 / 158114881,44)1/6 = 0,667

Так как ZN(шест.)<1.0 , то принимаем ZN(шест.) = 1,0


ZN(кол.) = (5848024,9 / 50195220,48)1/6 = 0,699

Так как ZN(кол.)<1.0 , то принимаем ZN(кол.) = 1,0


ZR = 0,9 - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости сопряжённых поверхностей зубьев.


Zv - коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости: Zv = 1...1.15


Предварительное значение межосевого расстояния:


aw' = K x (U + 1) x (Tшест. / U)1/3


где К - коэффициент поверхностной твёрдости зубьев, для данных сталей К=10, тогда:


aw' = 10 x (3,15 + 1) x (122,653 / 3,15)1/3 = 140,66 мм.


Окружная скорость Vпредв. :


Vпредв. = 2 x p x aw' x nшест. / (6 x 104 x (U + 1)) =

              2 x 3.142 x 140,66 x 501,379 / (6 x 104 x (3,15 + 1)) = 1,78 м/с


По найденной скорости получим Zv:


Zv = 0.85 x V0.1 = 0.85 x 1,780.1 = 0,9


Допустимые контактные напряжения:

для шестерни      [s]H1 = 530,0 x 1,0 x 0,9 x 1,0 / 2,2 = 216,818 МПа;

для колеса           [s]H2 = 390,0 x 1,0 x 0,9 x 1,0 / 2,2 = 159,545 МПа;


Для косозубых колес расчетное допустимое контактное напряжение находим по формуле 3.10 гл.3[1]:


[s]H = (0.5 x ( [s]H12 + [s]H22 ))1/2


Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение будет:


[s]H = (0.5 x (216,8182 + 159,5452))1/2 = 190,348 МПа.


Требуемое условие выполнено : 


[s]H = 190,348МПа <  1.25 x [s]H2 = 1.25 x 159,545 = 199,432


Допустимые напряжения изгиба (стр. 15[2]) , будут:


[s]F = sF lim x YN x YR x YA / SF  ,


По таблицам 2.1 и 2.2 гл. 2[2] имеем


sF lim(шестерня) = 414,0 МПа;

sF lim(колесо) = 288,0 МПа;


SF - коэффициент безопасности SF = 1,7; YN - коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса.


YN = (NFG / NFE)1/6,


где NFG - число циклов, соответствующее перелому кривой усталости:


NFG = 4 x 106


NFE = mF x Nк - эквивалентное число циклов.


Nк = 60 x n x c x tS


Здесь :


- n - частота вращения, об./мин.; nшест. = 501,379 об./мин.; nкол. = 159,168 об./мин.

- c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении;


tS = 365 x Lг x C x tc - пордолжительность работы передачи в расчётный срок службы, ч.


- Lг=5,0 г. - срок службы передачи;

- С=2 - количество смен;

- tc=8,0 ч. - продолжительность смены.


tS = 365 x 5,0 x 2 x 8,0 = 29200,0 ч.


mF = 0,065 - коэффициент эквивалентности по табл. 2.4[2] для среднего номинального режима нагрузки (работа большую часть времени со средними нагрузками).Тогда:


Nк(шест.) = 60 x 501,379 x 1 x 29200,0 = 878416008,0

Nк(кол.) = 60 x 159,168 x 1 x 29200,0 = 278862336,0


NFE(шест.) = 0,065 x 878416008,0 = 57097040,52

NFE(кол.) = 0,065 x 278862336,0 = 18126051,84


В итоге получаем:


YN(шест.) = (4 x 106 / 57097040,52)1/6 = 0,642

Так как YN(шест.)<1.0 , то принимаем YN(шест.) = 1,0


YN(кол.) = (4 x 106 / 18126051,84)1/6 = 0,777

Так как YN(кол.)<1.0 , то принимаем YN(кол.) = 1,0


YR = 1,0 - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости, переходной поверхности между зубьями.


YA - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (реверса). При реверсивной нагрузке для материала шестерни YA1 = 0,65. Для материала шестерни YA2 = 0,65 (стр. 16[2]).


Допустимые напряжения изгиба:

для шестерни      [s]F1 = 414,0 x 1,0 x 1,0 x 0,65 / 1,7 = 158,294 МПа;

для колеса           [s]F2 = 288,0 x 1,0 x 1,0 x 0,65 / 1,7 = 110,118 МПа;


По таблице 2.5[2] выбираем  9-ю степень точности.

Уточняем предварительно найденное значение межосевого расстояния по формуле (стр. 18[2]):


aw = K x a x (U + 1) x (KH x Tшест. / (yba x U x [s]2H))1/3 ,


где Кa = 410 - для косозубой передачи, для несимметрично расположенной цилиндрической передачи выбираем yba = 0,315; KH - коэффициент нагрузки в расчётах на контактную прочность:


KH = KHv x KHb x KHa


где KHv = 1,036 - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения (выбирается по табл. 2.6[2]); KHb - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, обусловливаемую погрешностями изготовления (погрешностями направления зуба) и упругими деформациями валов, подшипников. Коэффициент KHb определяют по формуле:


KHb = 1 + (KHbo - 1) x KHw


Зубья зубчатых колёс могут прирабатываться: в результате повышенного местного изнашивания распределение нагрузки становиться более равномерным. Для определения коэффициента неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы KHbo предварительно вычисляем ориентировочное значение коэффициента ybd:


yba = 0.5 x yba x (U + 1) =

          0.5 x 0,315 x (3,15 + 1) = 0,654


По таблице 2.7[2] KHbo = 1,091. KHw = 0,194 - коэффициент, учитывающий приработку зубьев (табл. 2.8[2]). Тогда:


KHb = 1 + (1,091 - 1) x 0,194 = 1,018


Коэффициент KHa определяют по формуле:


KHa = 1 + (KHao - 1) x KHw


KHao - коэффициент распределения нагрузки между зубьями в связи с погрешностями изготовления (погрешность шага зацепления и направления зуба) определяют в зависимости от степени точности по нормам плавности для косозубой передачи и для данного типа сталей колёс:


KHao = 1 + 0.25 x (nст - 5) =

           1 + 0.25 x (9,0 - 5) = 2,0

Так как значение получилось большим 1.6, то принимаем KHao = 1.6


KHa = 1 + (1,6 - 1) x 0,194 = 1,116


В итоге:


KH = 1,036 x 1,018 x 1,116 = 1,176


Тогда:


aw = 410,0 x (3,15 + 1) x (1,176 x 122,653 / (0,315 x 3,15 x 190,3482))1/3 = 270,398 мм.


Принимаем ближайшее значение aw по стандартному ряду: aw = 280,0 мм.


Предварительные основные размеры колеса:

Делительный диаметр:


d2 = 2 x aw x U / (U + 1) =

        2 x 280,0 x 3,15 / (3,15 + 1) = 425,06 мм.


Ширина:


b2 = yba x aw =

       0,315 x 280,0 = 88,2 мм.


Ширину колеса после вычисления округляем в ближайшую сторону до стандартного числа (см. табл. 24.1[2]): b2 = 90,0 мм.


Максимально допустимый модуль mmax, мм, определяют из условия неподрезания зубьев у основания:


mmax = 2 x aw / (17 x (U + 1)) =

            2 x 280,0 / (17 x (3,15 + 1)) = 7,938 мм.


Минимально допустимый модуль mmin, мм, определяют из условия прочности:


mmin = (Km x KF x Tшест. x (U + 1)) / (aw x b2 x [s]F)


где Km = 2.8 x 103 - для косозубых передач; [s]F - наименьшее из значений [s]F1 и [s]F2.

Коэффициент нагрузки при расчёте по напряжениям изгиба:

Страницы: 1, 2, 3, 4, 5, 6, 7, 8



Реклама
В соцсетях
рефераты скачать рефераты скачать рефераты скачать рефераты скачать рефераты скачать рефераты скачать рефераты скачать