ВУЗ: Не указан
Категория: Не указан
Дисциплина: Не указана
Добавлен: 11.12.2023
Просмотров: 54
Скачиваний: 1
ВНИМАНИЕ! Если данный файл нарушает Ваши авторские права, то обязательно сообщите нам.
1<350 и HB2<350 (см. табл. 1П.12 приложения 1П), что и при предварительном расчете в п.3, в зависимости от уточненной в п.7 величины ψbd=0,98. При этом коэффициент Kнβ практически не изменился: KHβ=1,01.
По табл. 1П.17 приложения 1П коэффициент δН=0,06 при HB1<350 и HB2<350 .
По табл. 1П.18 приложения 1П коэффициент g0= 7,3 (при m=2 мм и 9-й степени точности).
Тогда динамическая добавка
Коэффициент KHV:
.
Окончательно
.
13. Проверочный расчет передачи на сопротивление контактной усталости. Для стальных зубчатых колес коэффициент ZH, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубьев: ZЕ =190 МПа1/2.
Коэффициент ZН, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев, для прямозубых передач без смещения.
Коэффициент торцового перекрытия зубьев для прямозубой передачи приближенно можно определить по формуле
Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, для прямозубой передачи
.
Расчетное значение контактного напряжения
МПа
Где bw = b2 =72 мм.
Сопротивление контактной усталости обеспечивается, так как выполняется условие: σн=429 МПа < [σн]=455 МПа.
14. Определение допускаемого напряжения изгиба при расчете зубьев на сопротивление усталости при изгибе. По табл. 1П.9 приложения 1П принимаем:
а) для шестерни (т. о. улучшение + закалка ТВЧ), при m<3 мм.
МПа; 
;
б) для колеса (т. о. улучшение)
МПа, (см. п.2), 
Эквивалентное число циклов напряжений NFE за расчетный срок службы L
h =10*103 часов:
;
;
где с, и с2 - см. п. 2.
На основании рекомендаций, изложенных в п. 2.1, определяем коэффициенты долговечности YN1 и YN2.
Для шестерни при NFE> NFlim1 принимается YN1 =1.
Для колеса при при NFE> NFlim1 принимается YN1 =1.
Тогда допускаемое напряжение изгиба:
МПа;
МПа.
1
5. Определение коэффициента нагрузки КF. Коэффициент нагрузки при расчете зубьев на сопротивление усталости при изгибе:
Коэффициент КFа = 1 -для прямозубых передач.
Коэффициент KFβ принимаем по табл. 1П.12 приложения 1П при HB1<350 и HB2<350 при ψbd=0,98 (кривая V): KFβ =1,1.
Коэффициент δF ,учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля зубьев: δF =0,16 .
Коэффициент g0= 7,3- см. п.12.
Тогда динамическая добавка
Коэффициент KHV:
.
О
кончательно
.
16 Проверочный расчет зубьев на сопротивление усталости при изгибе.
Коэффициент YFS, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений:
;
.
Тогда расчетное напряжение изгиба σF:
МПа;
МПа.
Сопротивление усталости при изгибе обеспечивается, так как выполняются условия:
Отмечаем, что для данного варианта термообработки основным критерием работоспособности передачи является сопротивление контактной усталости, а не усталости при изгибе.
17. Проверочный расчет передачи на контактную прочность при действии пиковой нагрузки (при кратковременной перегрузке). Цель данного расчета - проверка статической прочности зубьев при действии пиковой нагрузки (при кратковременной перегрузке), не учтенной при расчете на сопротивление контактной усталости. По табл. 1П.9 приложения 1П предельно допускаемое контактное напряжение
:
МПа;
где -
- максимальное контактное напряжение, 
- кратковременная перегрузка.
Определяем для шестерни и колеса согласно таблице 1П.9 приложения 1П.:
а) для шестерни:
МПа.
б) для колеса
МПа.
В качестве расчётной принимаем наименьшую величину
МПа.
Тогда для рассчитываемой ступени:
МПа.
18. Проверочный расчет передачи при изгибе пиковой нагрузкой (при кратковременной перегрузке). Цель данного расчета - проверка статической прочности зубьев при действии пиковой нагрузки (при кратковременной перегрузке), не учтенной при расчете зубьев на сопротивление усталости при изгибе.
По табл. 1П.9 приложения 1П предельно допускаемое напряжение изгиба
:
Мпа;
Мпа,
Максимальное напряжение изгиба σFmax при кратковременной перегрузке:
МПа,
МПа,
где σF1 =96 МПа и σF1 =97 МПа - см. п. 16.
С
татическая поломка зубьев при кратковременной перегрузке будет отсутствовать, так как выполняются условия:
4
. Ориентировочный расчет с разработкой конструкции валов
Быстроходный вал-шестерня
Марка стали - 40 твердость 200 НВ.
Определяем диаметры участков валов:
,
мм, принимаем d=24 мм.
мм, принимаем dп=30 мм.
мм, принимаем dбп=38 мм.
Промежуточный вал
Марка стали – 40 твердость 200 НВ.
мм, принимаем d=38 мм.
мм, принимаем dп=35 мм.
мм, принимаем dбк=44 мм.
Тихоходный вал
Марка стали – 40 твердость 200 НВ.
мм, принимаем d=38 мм.
мм, принимаем dп=45 мм.
мм, принимаем dбп=52 мм.
После компоновки редуктора измеряем длины участков валов:
Быстроходный вал-шестерня: l1=53 мм , l2=43 мм, l3=148 мм, l4=43 мм.
Промежуточный вал: l1=44 мм ,l2=74 мм , l3=74 мм, l4=44 мм.
Тихоходный вал: l1=48 мм ,l2=118 мм , l3=64 мм.
Нагрузка от муфты на быстрох. вал:
350>350>3>350>350>350>350>5>350>350>350>350>
5
. Расчет элементов (крышки, основания) корпуса редуктора
Толщина стенок корпуса
мм
мм
Принимаем
мм
Толщина стенок крышки корпуса
мм
Толщина фланца корпуса
мм
Толщина фланца крышки корпуса
мм
Диаметр фундаментных болтов
мм
Принимаем болты М16
Ширина нижнего пояса основания корпуса
мм
Принимаем
мм
Конструктивные размеры крышки подшипника ведущего вала
По значению D =62 мм - диаметр отверстия в корпусе под подшипник - выбираем следующие данные:
- толщина стенки h1 = 8 мм
- диаметр болтов d = 8 мм
- число болтов z = 4
Диаметр расположения отверстий:
D1 = D + 2,5 d = 62 + 13 = 75 мм
Д
иаметр крышки:
D2 = D1 + 2,0 d = 75 + 15= 90 мм.
Конструктивные размеры крышки подшипников промежуточного вала
По значению D =72 мм - диаметр отверстия в корпусе под подшипник - выбираем следующие данные:
- толщина стенки h1 = 8 мм
- диаметр болтов d = 8 мм
- число болтов z = 4
Диаметр расположения отверстий:
D1 = D + 2,5 d = 72 + 18 = 90 мм
Д иаметр крышки:
D2 = D1 + 2,0 d = 90 + 20= 110 мм.
Конструктивные размеры крышки подшипников тихоходного вала
По значению D =85 мм - диаметр отверстия в корпусе под подшипник - выбираем следующие данные:
- толщина стенки h1 = 8 мм
- диаметр болтов d = 8 мм
- число болтов z = 4
Диаметр расположения отверстий:
D1 = D + 2,5 d = 85 + 19 = 104 мм
Д
иаметр крышки:
D2 = D1 + 2,0 d = 104 + 16= 120 мм.
Конструктивные размеры крышки подшипников промежуточного и тихоходного валов
По табл. 1П.17 приложения 1П коэффициент δН=0,06 при HB1<350 и HB2<350 .
По табл. 1П.18 приложения 1П коэффициент g0= 7,3 (при m=2 мм и 9-й степени точности).
Тогда динамическая добавка
Коэффициент KHV:
.Окончательно
.13. Проверочный расчет передачи на сопротивление контактной усталости. Для стальных зубчатых колес коэффициент ZH, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубьев: ZЕ =190 МПа1/2.
Коэффициент ZН, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев, для прямозубых передач без смещения.
Коэффициент торцового перекрытия зубьев для прямозубой передачи приближенно можно определить по формуле
Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, для прямозубой передачи
.Расчетное значение контактного напряжения
МПаГде bw = b2 =72 мм.
Сопротивление контактной усталости обеспечивается, так как выполняется условие: σн=429 МПа < [σн]=455 МПа.
14. Определение допускаемого напряжения изгиба при расчете зубьев на сопротивление усталости при изгибе. По табл. 1П.9 приложения 1П принимаем:
а) для шестерни (т. о. улучшение + закалка ТВЧ), при m<3 мм.
МПа; ;б) для колеса (т. о. улучшение)
МПа, (см. п.2), Эквивалентное число циклов напряжений NFE за расчетный срок службы L
h =10*103 часов:
; ;где с, и с2 - см. п. 2.
На основании рекомендаций, изложенных в п. 2.1, определяем коэффициенты долговечности YN1 и YN2.
Для шестерни при NFE> NFlim1 принимается YN1 =1.
Для колеса при при NFE> NFlim1 принимается YN1 =1.
Тогда допускаемое напряжение изгиба:
МПа; МПа.1
5. Определение коэффициента нагрузки КF. Коэффициент нагрузки при расчете зубьев на сопротивление усталости при изгибе:Коэффициент КFа = 1 -для прямозубых передач.
Коэффициент KFβ принимаем по табл. 1П.12 приложения 1П при HB1<350 и HB2<350 при ψbd=0,98 (кривая V): KFβ =1,1.
Коэффициент δF ,учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля зубьев: δF =0,16 .
Коэффициент g0= 7,3- см. п.12.
Тогда динамическая добавка
Коэффициент KHV:
.О
кончательно .16 Проверочный расчет зубьев на сопротивление усталости при изгибе.
Коэффициент YFS, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений:
; .Тогда расчетное напряжение изгиба σF:
МПа; МПа.Сопротивление усталости при изгибе обеспечивается, так как выполняются условия:
Отмечаем, что для данного варианта термообработки основным критерием работоспособности передачи является сопротивление контактной усталости, а не усталости при изгибе.
17. Проверочный расчет передачи на контактную прочность при действии пиковой нагрузки (при кратковременной перегрузке). Цель данного расчета - проверка статической прочности зубьев при действии пиковой нагрузки (при кратковременной перегрузке), не учтенной при расчете на сопротивление контактной усталости. По табл. 1П.9 приложения 1П предельно допускаемое контактное напряжение
: МПа;где -
- максимальное контактное напряжение, - кратковременная перегрузка. Определяем для шестерни и колеса
согласно таблице 1П.9 приложения 1П.:а) для шестерни:
МПа.б) для колеса
МПа.В качестве расчётной принимаем наименьшую величину
МПа.Тогда для рассчитываемой ступени:
МПа.18. Проверочный расчет передачи при изгибе пиковой нагрузкой (при кратковременной перегрузке). Цель данного расчета - проверка статической прочности зубьев при действии пиковой нагрузки (при кратковременной перегрузке), не учтенной при расчете зубьев на сопротивление усталости при изгибе.
По табл. 1П.9 приложения 1П предельно допускаемое напряжение изгиба
: Мпа; Мпа,Максимальное напряжение изгиба σFmax при кратковременной перегрузке:
МПа, МПа,где σF1 =96 МПа и σF1 =97 МПа - см. п. 16.
С
татическая поломка зубьев при кратковременной перегрузке будет отсутствовать, так как выполняются условия:
4
. Ориентировочный расчет с разработкой конструкции валовБыстроходный вал-шестерня
Марка стали - 40 твердость 200 НВ.
Определяем диаметры участков валов:
, мм, принимаем d=24 мм. мм, принимаем dп=30 мм. мм, принимаем dбп=38 мм.Промежуточный вал
Марка стали – 40 твердость 200 НВ.
мм, принимаем d=38 мм. мм, принимаем dп=35 мм. мм, принимаем dбк=44 мм.Тихоходный вал
Марка стали – 40 твердость 200 НВ.
мм, принимаем d=38 мм. мм, принимаем dп=45 мм. мм, принимаем dбп=52 мм.После компоновки редуктора измеряем длины участков валов:
Быстроходный вал-шестерня: l1=53 мм , l2=43 мм, l3=148 мм, l4=43 мм.
Промежуточный вал: l1=44 мм ,l2=74 мм , l3=74 мм, l4=44 мм.
Тихоходный вал: l1=48 мм ,l2=118 мм , l3=64 мм.
Нагрузка от муфты на быстрох. вал:
350>350>3>350>350>350>350>5>350>350>350>350>
5
. Расчет элементов (крышки, основания) корпуса редуктораТолщина стенок корпуса
мм ммПринимаем
ммТолщина стенок крышки корпуса
ммТолщина фланца корпуса
ммТолщина фланца крышки корпуса
ммДиаметр фундаментных болтов
ммПринимаем болты М16
Ширина нижнего пояса основания корпуса
ммПринимаем
ммКонструктивные размеры крышки подшипника ведущего вала
По значению D =62 мм - диаметр отверстия в корпусе под подшипник - выбираем следующие данные:
- толщина стенки h1 = 8 мм
- диаметр болтов d = 8 мм
- число болтов z = 4
Диаметр расположения отверстий:
D1 = D + 2,5 d = 62 + 13 = 75 мм
Д
иаметр крышки:D2 = D1 + 2,0 d = 75 + 15= 90 мм.
Конструктивные размеры крышки подшипников промежуточного вала
По значению D =72 мм - диаметр отверстия в корпусе под подшипник - выбираем следующие данные:
- толщина стенки h1 = 8 мм
- диаметр болтов d = 8 мм
- число болтов z = 4
Диаметр расположения отверстий:
D1 = D + 2,5 d = 72 + 18 = 90 мм
Д
иаметр крышки:D2 = D1 + 2,0 d = 90 + 20= 110 мм.
Конструктивные размеры крышки подшипников тихоходного вала
По значению D =85 мм - диаметр отверстия в корпусе под подшипник - выбираем следующие данные:
- толщина стенки h1 = 8 мм
- диаметр болтов d = 8 мм
- число болтов z = 4
Диаметр расположения отверстий:
D1 = D + 2,5 d = 85 + 19 = 104 мм
Д
иаметр крышки:D2 = D1 + 2,0 d = 104 + 16= 120 мм.
Конструктивные размеры крышки подшипников промежуточного и тихоходного валов