Технічне завдання - спроектувати привід з циліндро - конічно - циліндричним редуктором

NFо - базове число циклів зміни напруг при згині. NFо = 4*106

NFе - еквівалентне ( сумарне) число циклів зміни напруг,

NFе = 60Ln*n*nз * КFе ;

Ln = tекв = tS Sk I = 1(Ti/T)3 Ni = 17423.05 год.;

n1 = 1445*хв-1 ; n2 =1445/4 = 361.25 хв-1 ;

m31 = n32 = 1 – число зачеплень. КFе = 1;

NFе1 = 60*17423,05*1445*1,1 = 25,18*106 циклів ;

NFе2 = 60*17423,05*361,25*1,1 = 6,29*106 циклів;

В усіх випадках, коли NFе > NFо то KFL =1.

KFС = 1 – на витривалість при згині.

[s]F1 = 450/1,75 * 1*1*1*1 = 257,14 МПа;

[s]F2 = 432/1,75* 1*1*1*1 = 246,86 МПа;

Визначення максимально-допустимих напружень згину [s]max

[s]max = 27.4 HRC – для зубців, які підвержені нормалізації або поліпшенню:

[s]max1 = 27.4*25 = 685 МПа;

[s]max2 = 27.4*24 = 657 МПа;

Всі розрахунки зводимо до таблиці 4.2:

Таблиця 4.2

4.5 ПРОЕКТНИЙ РОЗРАХУНОК ЗУБЧАТОЇ ПЕРЕДАЧІ.

Мінімальна міжосьова відстань передачі (23.32; N2):

awmin = Ка(u + 1) 3Ö(T2 - Кнb)/Yba *u [s]2Hp,

де Ка - допоміжний коефіцієнт = 430 МПа1/3 ;

Yba = 0.40 – коефіцієнт ширини вінця;

Ybd = 0.5Yba (u + 1) = 0.5*0.4(4+ 1) = 1.

За графіком на мал. 23.8 [1] залежно від Ybd визначаємо коефіцієнт нерівномірності навантаження по ширині зубчатих вінців. Кнb = 1.17

aw = 430(4+1) 3Ö(34,327*1,17)/0,4*4*5002 = 99,93 мм.

По ГОСТу 21185- 60 [4] aw = 100 мм, кут нахилу лінії зубців попередньо беремо b = 15о . Число зубців шестерні z1 = 19; z2 = z1 u = 19*4 = 76.

За формулою (23.33; №2) визначаємо :

Mn = 2 aw cosb/ (z1 + z2) = 2*100*cos15/(19+76) = 2.03 Мпа;

Стандартний модуль зубців Mn = 2(ст. 260 [1]), тоді фактичний кут нахилу лінії зубців: cosb = Mn(z1 + z2)/ 2 aw = 2(19+76)/2*100 = 0,95, тоді b = 18о 10І 20ІІ

4.6 Попередні значення деяких параметрів передачі.

Визначаємо ділильні діаметри шестерні і колеса:

d1 = 2 aw /u +1 = 2*100/4 +1 = 40 мм;

d2 = d1 u = 40*4 = 160 мм.

Ширина зубчастих вінців :

b2 = Yba* aw = 0.4*100 = 40 мм;

b1 = b2 +2 = 40 + 2 = 42 мм.

Колова швидкість зубчастих коліс.

v = 0.5w1d1 = 0.5pn* d1/30 = 0.5*3.14*1445*0.04/30 = 3.02м/с.

За даними табл. 22.2 [1] вибираємо 9-й ступінь точності (nст =9). Для всіх показників точності зубців шестерні та колеса будуть :

zv1 = z1/cos3 b = 19/0.953 = 22.16;

zv2 = z2/cos3 b = 76/0.953 = 88.64.

Коефіцієнт торцевого перекриття визначаємо за формулою 23.6 [1].

Ea = [ 1.88 - 3.2 (1/ z1+1/ z2)] cosb = [1.88 – 3.2 (1/19 + 1/76)*0.95 = 1.59;

Коефіцієнт ocевого перекриття дістаємо із формули 23.7 [1].

Eb = b2 sinb/(p*Mn) = 40*sin18о 10І 20ІІ/3.14*2 = 1.99;

Колова сила у значенні зубчастих коліс:

Ft = FHt = FFt =2T1 /d1 = 2*34.327*103 /40 = 1716.35H;

4.7 Розрахунок активних поверхонь зубців на контактну втому:

sH = zE * zH * zM ÖwHt (u +1)/ d1*u£ [s]HР

де zE = Ö1/Е2 = Ö1/1,59 = 0,79 – коефіцієнт сумарної довжини контактних ліній;

zH = 1,77 cosb = 1.77*0.95 = 1.68;

zM = 275 МПа – коефіцієнт, який враховує механічні властивості матеріалів коліс.

Колова сила

wHt = Ft / b2 * KHa * KHb * KHv ;

де KHa = 1,13 табл. 23,3 [1] – коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубцями;

KHv = 1,05 табл. 23,4 [1] – коефіцієнт динамічного навантаження;

Тоді: wHt = 1716.35*1.13*1.17*1.05/40 = 59.62 н/мм;

sH = 0.79*1.68*2.75*Ö59.62*(4 +1)/40*4 = 498.18 МПа;

Стійкість зубців проти втомного викришування їхніх активних поверхонь забезпечується, бо sH < [s]HP , 498.18 < 500.

Розрахунок активних поверхонь зубців на контактну міцність за формулою 23.28[1].

[s]Hmax = sH *ÖT1max /TH = 498.18 *Ö 2T1 / T1 = 704.53 МПа;

[s]Hmax < [s]Hmax ; 704.53 < 1624 МПа.

4.8 Розрахунок зубів на втому при згині:

[s]gym = YF * YE * Yb *wFL /Mn £[s]F ,

де YF1 = 4,08; YF2 = 3,61 – коефіцієнти форми зубів за табл. 23.5[1];

YE - коефіцієнт перекриття (ст. 303[1]);

Yb = 1-b/140 = 1-18/140 = 0,87 - коефіцієнт нахилу зубів.

wFt– розрахункова колова сила.

KFa = (4 + (Ea -1)(nст –5))/4*Ea = (4 + ( 1.59 – 1)(9 – 5))/4*1.59 = 1 – коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубами;

KFb = 1.32 - коефіцієнт нерівномірності навантаження по ширині зубчастих коліс (рис.23.8 [1]);

KFv =1.1 - коефіцієнт динаміки навантаження за таблицею 23.4 [1].

wFt = 1716.35*1*1.32*1.1/40 = 62.3 н/мм;

sF1 = 4.08*1*0.87*62.3/2 = 110.57 МПа < 267.43 МПа;

sF2 = 3.61*1*0.87*62.3/2 = 97.83 < 246.86 МПа.

Розрахунок зубців на міцність при згині максимальним навантаженням за формулою 23.31 [1].

sFmax = sF (T1max /T1F )£ [s]Fmax

[s]Fmax1 = 110.57*(2T1 /T ) = 221.14 < 712.4 МПа;

[s]Fmax1 = 97.83*2 = 195.66 < 657.6 МПа.

4.9 Розрахунок параметрів зубчатої передачі (ст 311[1]).

ha – висота головки зубця;

hf = 1.25 Mn = 1.25*2 = 2.5 – висота ніжки;

h = 2.25 Mn = 2.25*2 = 4.5 – висота зубця;

с = 0.25 Mn = 0.25*2 = 0.5 – радіальний зазор;

an = 200 кут профілю зубів.

Розміри вінців зубчастих коліс:

d1 = 40; d2 = 160 – ділильні діаметри;

dа1 = d1 + 2Mn = 40 + 2*2 = 44 мм;

dа2 = d2 + 2Mn = 160 + 2*2 = 164 мм;

df1 = d1 – 2.5Mn = 40 – 2.5*2 = 35 мм;

df2 = d2 – 2.5Mn = 160 – 2.5*2 = 155 мм.

Розрахунок сил у зачепленні зубців передачі :

Ft = 1716.35 H;

Fr = Ft tg an /cos b = 1716.35 tg 20/0.95 = 657.58 H;

Fa = Ft tgb = 1716.35 tg 18 = 564.14 H.

5. Розрахунок конічної прямозубої передачі.

Вихідні дані : N = 4.961 кВ; n = 361.25;

T = 131.149 H*м; U = 3.15

Вибір матеріалу і термічної обробки за табл.1 [6]:

Таблиця 5.1