1 2 3 4 Допустимі напруження згину для зубців шестерні та колеса Границі контактної витривалості зубців шестерні та колеса([1], табл.22.5): Базові кількість циклів випробувань для матеріалів зубчастих коліс передачі ([1], ст.285): Оскільки , то коефіцієнт довговічності для зубців шестерні та колеса Отже, допустимі контактні напруження для зубців шестерні та колеса, якщо (шорсткість поверхонь зубців ) і коефіцієнт запасу міцності дорівнюють: Розрахункове допустиме контактне напруження: Допустимі напруження згину Допустимі напруження згину для зубців шестерні та колеса визначаються за межами витривалості зубців для бази випробувань Оскільки , коефіцієнт довговічності для зубців шестерні та колеса Відтак допустимі напруження на згин для зубців шестерні та колеса, якщо і (для нереверсивної передачі) будуть дорівнювати: [σ]F3= [σ]F4= Де KFC = 1 -коефіцієнт, що враховує реверсивність; SF= 2,2- коефіцієнт довговічності. Проектний розрахунок косозубої передачі Розраховано комп’ютером: аW= 135 мм. При kα= 495 [1, табл.16]; ψba= 0.35 – коефіцієнт ширини зубчастого вінця; Отже kHβ= 1,18 [1, табл.17]; Попередньо визначаємо модуль зубців: приймаємо m = 3 мм. Число зубців зубчастих коліс: ШестерніZ3= 30; Колеса Z4= 60; Тоді фактичне передаточне число u2 = Основні геометричні параметри передачі (рис.3.1) Ділильні діаметри шестерні та колеса: d3 =mZ3= 3×30 = 90 мм; d4 = mZ4 = 3 = 180 мм; Діаметри вершин: da3 = d3+2ha= 90 + 2×2,25= 70.39 мм; da4= d4 + 2ha= 168.14 + 2×2,25 = 173.14 мм; Діаметр западин: df3 = d3 – 2hf = 65.89 – 2×2,81 = 60.27 мм; df4 = d4 – 2hf = 168.14 – 2×2,81 = 162,52 мм; Висота головки зубця: ha= мм; Висота ніжки зубця: hf = мм; Висота зубця: h = ha+ hf = 3+3,75 = 6,75 мм; Радіальний зазор: с = с0 m = 0,25×3 = 0,75 мм; Фактична міжосьова відстань: aw2= = Ширина зубчастого вінця: Колеса b4 = ψbaaw = 0,35 × 135= 47,25 мм; Шестерні b3 = b4 + (2…4) = 47,25 +2 = 49,25 мм; Крок зубців: P = πm =3,14 × 3 = 9,42 мм; Розрахунок поверхонь зубців на контактну витривалість Розрахункове контактне напруження σH= ZMZHZε МПа Де ZM = 275 – коефіцієнт, що враховує механічні характеристики матеріалів зубчастих коліс; ZH= 1,77 – коефіцієнт форми спряжених поверхонь зубців; Zε= – коефіцієнт сумарної довжини контактної лінії; εα ≥1,2 – для прямозубих передач, приймаємо εα = 1,2, тоді Zε= ωHt = kHαkHβkHV – питома колова сила; Ft = – колова сила в зачепленні; kHα= 1 (для прямозубих передач) – коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубцями. kHβ= 1,18 [1, табл.17]; kHV= 1,04 [1, табл.18], для прямозубої передачі 7-го ступеня точності та колової швидкості; v= ω2 Тоді ωHt= Розрахунок активних поверхонь зубців на контактну міцність за максимальним навантаженням: σHmax= σH МПа Міцність під час дії максимальних навантажень забезпечено, оскільки : [σ]Hmax= 2,8 σT2 = 2,8 × 735 = 2058 МПа. Розрахунок зубців на витривалість під час згинання Шестірні :σF1=YF1YβYε Колесо : σF2=YF2YβYε Для визначення цих напружень попередньо потрібні такі параметри: YF1 = 3,82 ; YF2 = 3,61; [1, табл.22] – коефіцієнти форми зубців шестерні та колеса; Yβ = 1 Yε 1 – коефіцієнт перекриття зубців; kFα= коефіцієнт розподілу навантаження між зубцями; kFβ= 1,2 [1, табл.19] – коефіцієнт нерівномірності навантаження по ширині зубчастих вінців; kFV = 1,04 [1, табл.18] – коефіцієнт динамічності навантаження; ωFt= - питома колова сила; Оскільки σF1 < [σ]F1 = 286.4 МПа; σF2 < [σ]F2 = 233,2 МПа, то міцність зубців забезпечено. Розрахунок зубців на згин під час дії максимальних навантажень: Шестерні σFmax1 = σF1 118,19 Колеса σFmax2 = σF2 Що менше від відповідних допустимих напружень. Зусилля в зачепленні передачі Колова сила Ft= 3989 H; Радіальна сила H; Осьова сила Fa= Fttgβ = 3989 H; 4. Проектний розрахунок та конструювання валів 4.1. Швидкохідний вал Вихідні параметри: Із попередніх розрахунків відомо: Передача косо зуба, навантаження під час пуску 220% від номінального. Режим навантаження –В. Для виготовлення вала вибираємо нормалізовану сталь 45, що має такі механічні характеристики: ([1], табл.3.1). Для зручності монтажу діаметр перерізу вхідної ділянки вала визначаємо за заниженим допустимим напруженням Діаметр вхідної ділянки вала із умови міцності на кручення: Згідно ряду нормальних лінійних розмірів ГОСТ 6636-69 приймаємо ([2], табл.35). Рис.4.Розрахункова схема швидкохідного вала Враховуючи розміри шестерні (вона буде виготовлятися суцільною звалом), діаметри решти ділянок вала вибрані конструктивно (рис.5) Рис.5. Компонування швидкохідного вала діаметр вала під ущільнення; діаметр вала під підшипники; діаметр вала під шестерню; Перевірка статичної міцності вала Розрахункова схема подана на рис.6, де наведено сили у зачепленні, реакції в опорах від дії цих сил та епюри згинальних і крутних моментів, що діють у перерізах вала. Значення радіальних реакцій опор вала: від радіальної сили від колової сили від осьової сили Сумарні радіальні реакції опор вала: Максимальні згинальні моменти у перерізі вала, що збігається із серединою шестерні (І-І на рис.5): від дії радіальної сили у зачепленні від дії колової сили від дії осьової сили Епюри згинальних моментів зображені на рис.6. Сумарний максимальний згинальний момент у перерізі І-І: Номінальні напруження у перерізі І-І: Максимальне еквівалентне напруження під час короткочасних перевантажень до 220 %: Допустиме еквівалентне напруження: Умова статичної міцності виконується, оскільки Рис.6. Розрахункова схема та епюри моментів швидкохідного вала 4.2. Проміжний вал Вихідні параметри Із попередніх розрахунків відомо: Передача косо зуба, навантаження під час пуску 220% від номінального. Режим навантаження – В. Для виготовлення вала вибираємо нормалізовану сталь 45, що має такі механічні характеристики: . Для зручності монтажу діаметр перерізу колеса ділянки вала визначаємо за заниженим допустимим напруженням Діаметр колеса і шестерні вала із умови міцності на кручення: Згідно ряду нормальних лінійних розмірів ГОСТ 6636-69 приймаємо: . Враховуючи розміри шестерні (вона буде виготовлятися насадною на вал), діаметри решти ділянок вала вибрані конструктивно (рис.10) Рис.10.Розрахункова схема тихохідного вала Рис.11. Компонування проміжного вала діаметр вала під підшипники; діаметр вала під колесом; діаметр проміжної ділянки; Перевірка статичної міцності вала Розрахункова схема подана на рис.12, де наведено сили у зачепленні, реакції в опорах від дії цих сил та епюри згинальних і крутних моментів, що діють у перерізах вала. Значення радіальних реакцій опор вала: Вертикальна площина: Сумарні радіальні реакції опор вала: Згинальні моменти: ; . Горизонтальна площина: Згинальні моменти: Сумарний максимальний згинальний момент: Номінальні напруження у перерізі І-І: Максимальне еквівалентне напруження під час короткочасних перевантажень до 220 %: Допустиме еквівалентне напруження: Умова статичної міцності виконується, оскільки 1 2 3 4 |