Рассчитаем геометрические параметры колеса.
Академия Государственной противопожарной службы
МЧС России
Кафедра:пожарной техники
Дисциплина:детали машин
КУРСОВОЙ ПРОЕКТ
ТЕМА: Расчет цилиндрического редуктора
Выполнил: слушатель группы 1205
ст. лейтенант вн. службы
Золотых С.А.
Проверил: старший преподаватель
майор вн. службы
Емельянов Р.А.
Москва 2007
Содержание
1. Исходные данные………………………………………………………3
2.Расчет зубчатой передачи………………………………………………4.
3. Расчет валов и шпоночных соединений………………………………8.
4. Выбор подшипников качения…………………………………………11.
5. Литература…………………………………………………………… 12
Исходные данные.
мощность на ведущем валу редуктора P1 = 14 кВт.;
частота вращения ведущего вала редуктора n1 = 970 мин.;
материал зубчатых колес – сталь 12хнза с термообработкой до твердости HRC 56…60;
тип передачи – прямозубая;
передаточное отношение i = 2,7;
продолжительность работы t = 5000 час.
Расчет зубчатой передачи.
Исходя из условий, принимаем режим нагружения II –ой типовой, степень точности – 8 по ГОСТ 1643-81.
Определим допускаемые контактные напряжения.
1.По табл. 8.7 Учебника находим свойства материала сталь 12хнза:
в = 900 МПа, т = 700 МПа;
2.По табл. 8.8 Учебника находим пределы контактной выносливости и минимальный коэффициент безопасности:
Нlim = 17HRC+200= 17*((49+59)/2 )+200 = 1118 МПа;
SHmin = 1,1;
_____________________
3.Коэффициент долговечности находим по формуле ZN = 6NHG/NHЕ 1 но 2,6 , так как SHmin = 1,1, где:
NHG– базовое число циклов, NHG1 = NHG2 = 30*НВ2,4=30*5402,4 =10,8* 107
H=0,5*(49+59)=54 HRC=540HB см.график(рис 8.40)
NHЕ – эквивалентное число циклов, NHЕ = Н*NK,где коэффициент Н находим по таблице 8.9 Учебника, учитывая режим работы (II) Н1 = Н2 = 0,25, а число циклов перемены напряжений за весь срок службы (циклическая долговечность) находим по формуле NK =60*c*n*t,где n – частота вращения колеса(учитывая n2 = n1/i); с1 = с2 = 1 – число зацеплений зуба за один оборот колеса; t – число часов работы передачи за расчетный срок службы.
Подставляя известные значения, получим:
n2 = 970/2,7 = 359 об/мин.;
NK1 =60*1*970*5000 = 291*106 об.;
NK2 =60*1*359*5000 = 108*106 об.;
NHЕ1 = 0,25*291*106 = 73*106;
NHЕ2 = 0,25*108*106 = 27*106;
NHG = 30*НВ2,4=30*5402,4 =10,8* 107 ;
_______________________________________________
ZN1 = 610,8*107/73*106 = 1,01, так как 1,01 1, ZN = 1;
_______________________________________________
ZN2 = 610,8*107/27*106 = 0,99, так как 0,99 1, ZN = 1.
4.Вычислим допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса по формуле: [Н] = (Нlim/SHmin)*ZN, а так как передача прямозубая, то расчетную величину контактных напряжений получим по формуле [н] = ([н]1 + [н]2)/2 1,25*[н]min , где [н]min – меньшее из двух.
Подставляя известные значения, получим:
для шестерни [н]1 = (1118/1,1)*1 = 1016 МПа;
для колеса [н]2 = (1118/1,1)*1 = 1016 МПа;
расчетная [н] = (1016+ 1016)/2 = 1016МПа < 1,25*1016МПа.
Определим допускаемые напряжения изгиба.
1.По табл. 8.8 Учебника находим пределы контактной выносливости и минимальный коэффициент безопасности:
Flim = 550 МПа;
SFmin = 1,75.
2. Принимаем коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки YА = 1 (при односторонней нагрузке). Коэффициент долговечности YN рассчитываем аналогично ZN.
____________________
YN = 6NFG/NFE 1 но 4
По рекомендации стр.182 Учебника принимаем NFG = 4*106 – для всех сталей. При использовании типовых режимов нагружения имеем NFЕ = F*NK ,где F = 0,143находим по табл. 8.9, NK уже рассчитан выше.
Подставляя известные значения, получим:
NFЕ1 = 0,143*291*106 = 41,6*106 МПа;
NFЕ2 = 0,143*108*106 = 15,4*106 МПа;
________________________________________
YN1 = 64*106/41,6*106 = 0,31
_____________________________________
YN2 = 64*106/15,4*106 = 0,5
Т.к. полученные YN1 и YN2 1, то принимаем YN1 = YN2 = 1.
3.Рассчитываем предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба.
[F]1 = [F]2 = (Flim/SFmin)*YA*YN = 550/1,75*1*1 = 314,3 МПа.
Определим максимальные допускаемые напряжения.
Т.к. материал шестерни и колеса один и тот же, то получаем одинаковые значения.
1.Рассчитаем максимальные допускаемые напряжения изгиба, учитывая, что по рекомендациям учебника Sst = 2 и при m = 6 – Kst = 1,3, YN max = 4.
[F]max = Flim*YN max*Kst/Sst= 550*4*1,3/2 = 1430 МПа.
Рассчитаем геометрические параметры колеса.
1. Определим крутящие моменты:
- на ведущем валу редуктора: T1 = P1 /1, где 1 = n1/30;
- на выходном валу редуктора: T2 = T1*i*, где = 0,97(по рекомендации учебника для цилиндрической передачи при жидкой смазке и 8-ой степени точности – стр. 168 У).
Подставляя известные значения, получим:
1 = 3,14*970/30 = 101,5с-1;
T1 = 14*103/101,5 = 138 H*м = 138*103 H*мм;
T2 = 138*2,7*0,97 = 361 H*м = 361*103 H*мм;
2.Найдем межосевое расстояние aw по формуле:
_________________________________________________________________________________________
aw 0,85*(u+1)*3(Eпр*T2*KH*KH)/([H]2*u2*ba)
- по рекомендациям Учебника принимаем стандартный коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния ba = 0,4;
- коэффициент распределения нагрузки между зубьями КН рассчитываем для прямозубых передач по формуле: КН = 1 +0,06*(nст – 5) 1,25,nст = 8;
- коэффициент ширины колеса относительно диаметра находим по формуле bd = 0,5*ba*(u+1) bd max = 0,8(bd max найдено по табл.8.4 Учебника);
- коэффициент концентрации нагрузки КН находим по рис. 8.15 Учебника, график V при НВ > 350.
- приведенный модуль упругости находим по формуле Eпр = 2*Е1*Е2/(Е1+Е2), где Е1 = Е2 = 2,1*105 МПа – для сталей;
Подставляя известные значения, получим:
КН = 1 + 0,06*(8 – 5) = 1,18, т.к. 1,18 < 1,25, то принимаем КН = 1,25;
bd = 0,5*0,25*(2,7+1) = 0,46 < 0,8;
Eпр = 2*2,1*105*2,1*105/(2,1*105+2,1*105) = 2,1*105 МПа;
КН 1
_________________________________________________________________________________________________________
aw 0,85*(2,7+1)*3(2,1*105*361*103*1,18*1,3)/( 1016 2*2,72*0,4) = 106,3 мм.
По стр. 143 Учебника выбираем стандартное значение межосевого расстояния 2-го ряда, близкое к рассчитанному значению aw = 110 мм.
3.Рассчитаем окружной модуль зубьев. Для этого:
- найдем ширину колеса bw по формуле: bw = ba*aw;
- выберем по табл. 8.5. Учебника коэффициент m = 30;
- воспользуемся формулой mn = bw/ m.
Подставляя известные значения, получим:
bw = 0,25*110 = 27.5 мм;
mn = 27,5/30 = 0,9 мм.
По табл. 8.1 Учебника, в соответствии с ГОСТом 9563-80, выбираем стандартное значение модуля 1-го ряда, близкое к рассчитанному значению mn = 1мм.
4.Находим число зубьев.
- примем в соответствии с рекомендациями пр.8.7 Учебника коэффициент осевого перекрытия = 1,1, из формулы = bw*sin /(*mn)найдем :
- рассчитываем суммарное число зубьев колеса и шестерни: z = 2*aw/(mn);
-рассчитываем число зубьев шестерни: z1 = z/(u+1);
- рассчитываем число зубьев колеса: z2 = z - z1.
Подставляя известные значения, получим:
Подставляя известные значения, получим:
sin = **mn/bw =1,1*3,14*1/27,5 = 0,1256;
= argsin 0,1256 8о ( выполняется рекомендация пр.8.7: 8о20о)
рассчитаем соs = 0,9902
z = 2*110/1=220
z1 = 220/(2,7+1) = 59,5 принимаем целое значение z1 = 60> zmin = 17;
z2 = 220–60 = 160.
При этом фактическое число передачи uф = z2/ z1 = 160/60 = 2,66 (что больше стандартного 2,7 на 0,01%, что допустимо).
5.Найдем делительные диаметры,
- делительный диаметр шестерни d1 = mn*z1, d1 = 1*60= 60 мм;
- делительный диаметр колеса d2 = mn*z2,d2 = 1 *160= 160 мм.