Визначення допустимих напружень

ВСТУП

Редуктор — механізм, що складається з зубчастих або черв'ячних передач, виконаних у вигляді окремого агрегату та призначених для переказування потужності від двигуна до робочої машини.

Призначення редуктора — зниження кутової швидкості та підвищення обертального моменту веденого валу у порівнянні з валом ведучим.

Редуктор складається з корпусу, у якому розміщено елементи передачі- зубчасті колеса, вали, підшипники і т. ін.

Для переказування обертального руху між валами редуктора, осі якого розташовані паралельно, застосовують циліндричні прямозубі та косозубі передачі.

Перевагою прямозубих передач перед прямозубими є те, що у них відсутнє осьове зусилля в зачепленні усією поверхнею, але значно знижені плавність зачеплення та підвищені динамічні навантаження та шум при роботі. Тому на практиці передатні відношення циліндричних прямозубих редукторів не перебільшують U_p ≤6,3.

У даному курсовому проекті редуктор входить до складу приводу стрічкового конвеєра з такими, отриманими розрахунками, даними:

и_р=_{________} z₁=_{_________}

a_w=_{________} мм z₂=_{_________}

m=_{_________}мм

3. КІНЕМАТИЧНИЙ РОЗРАХУНОК ТА ВИБІР ЕЛЕКТРОДВИГУНА

3.1 Знаходимо приблизне значення ККД всього приводу, для чого за табли­цею 1.1 [2] орієнтовно приймаємо:

- ККД пари зубчастих коліс редуктора: η = 0,98;

- ККД ланцюгової передачі: η = 0,92;

- ККД пари підшипників: η = 0,99,

тоді значення ККД приводу:

η_заг = η_р × η_л × η_п³ = 0,98 × 0,92 × 0,99 ³ = 0,87

3.2 Визначаємо потрібну потужність електродвигуна приводу:

3.3 За ГОСТ 19523-81 (таблиця П1 [1]) приймаємо асинхронний електродвигун загального призначення типу ___________ у закритому виконанні, для якого:

- частота обертання п_ел.дв.. = ________ хв^-1

- номінальна потужність N_ел.дв.. = ________ кВт кВт.

3.4 Визначаємо передаточне число приводу:

,

де п_б - частота обертання барабану стрічкового транспортеру:

3.5 Визначаємо за таблицею 1.2 [2], передаточне відношення зубчастого редуктора:

и_р = ________

Тоді передаточне відношення відкритої ланцюгової передачі складає:

,

що відповідає рекомендаціям таблиці 1.2 [4] (і = 3...6).

3.6 Визначаємо кутову швидкість валів редуктора за формулою 2.8 [1], та за таблицею 2.4 [4]:

- ведучій вал: ω₁ = 0,104 • п_{ел.двиг} = 0,104 • _______ = ______ рад/с;

- ведений вал: ω₂ = ω₁ / и_р = _______ / _______ = _______ рад/с.

3.7 Визначаємо крутні моменти на валах редуктора за формулою згідно таблиці 2.4 [4]:

- ведучий вал:

- ведений вал: Т₂ = Т₁ · и_Р = _______ • _______ = _______Н · м

4. ВИБІР МАТЕРІАЛІВ ЗУБЧАСТИХ КОЛІС

Практикою експлуатації та спеціальними дослідженнями встановлено, що навантаження, допустиме по контактній витривалості зубців, визначається,в основному, твердістю матеріалів зубчастої пари.

В залежності від твердості сталеві зубчасті колеса розділяють на дві основні групи: з твердістю НВ ≤ 350 - зубчасті колеса нормалізовані та поліпшені; з твердістю НВ > 350 - з ТО - об'ємне загартування, СВЧ, цементація, азотування та ін.

Твердість матеріалу НВ ≤ 350 дозволяє проводити чистове нарізання зубців після термообробки. Колеса цієї групи добре припрацьовуються і не піддаються крихкому руйнуванню при динамічних навантаженнях. Для кращого припрацювання зубців рекомендовано твердість шестерні призначати більшою за твердість колеса не менше чим на визначену кількість одиниць твердості за Бринелем:

НВ₁=НВ₂ + (20...30), якщо потужність двигуна P_ел.дв.≤ 5.5 кВт

НВ₁=НВ₂ + (50..70), якщо потужність двигуна P_ел.дв.> 5.5 кВт

При цьому доцільно використовувати для виготовлення шестерні та колеса сталь однієї марки, а різницю в твер­дості забезпечувати термообробкою.

Параметри	Шестерня	Колесо
Матеріал
ТО
Твердість робочих поверхонь зубців	HB1 =_______	HB2 =_______

ВИЗНАЧЕННЯ ДОПУСТИМИХ НАПРУЖЕНЬ

5.1 Розрахунок середніх допустимих контактних напружень проводимо за формулою 4.5 [1], або

[σ_Н]₁ = 0,45 · ([σ_Н1] + [σ_Н2]),

[σ_Н]₂ = 1,23 · [σ_Н2].

Треба приймати менше з двох значень, враховуючи велику різницю середньої твердості активних поверхонь зубців колеса та шестерні. Допустимі контактні напруження зубців шестерні і колеса прямозубої передачі:

[σ_Н1] = К_НL · (1,8 НВ₁ + 70) = 1 · (1,8 · _______ + 70) = _______ МПа;

[σ_Н2] = К_НL · (1,8НВ₂ + 70) = 1 · (1,8 · _______ + 70) = _______ МПа,

де К_НL - коефіцієнт довговічності (при тривалій роботі К_НL = 1).

[σ_Н]₁ = 0,45 · (_______ + _______) = _______ МПа;

[σ_Н]₂ = 1,23 · ________ = ________ МПа.

Для подальших розрахунків приймаємо менше з двох отриманих значень:

[σ_Н] = _______ МПа.

5.2 Допустиме напруження вигину зубців визначаємо за формулою:

[σ_F] = [σ_F0]/ S_F · К_FL · К_FС ,

де σ_F0 - допустиме напруження вигину, що відповідає витривалості поверхні зубців при базовій кількості циклів зміни напружень. Розрахункову формулу для визначення [σ_F0] для прямозубих циліндричних передач вибираємо з таблиці 7.8 [6]:

К_FL - коефіцієнт довговічності (при тривалій роботі приймається К_FL = 1);

[σ_F0]₂ = 1,75 · НВ₁ = 1,75 · _______ = _______ МПа;

[σ_F0]₂ = 1,75 · НВ₂ = 1,75 · _______ = _______ МПа.

Якщо передача реверсивна, то значення [σ_F] треба зменшити на 25%.

К_FС - коефіцієнт реверсивності навантаження (при двосторонньому навантаженні приймається К_FС = 0,7);

S_F – коефіцієнт запасу міцності (в залежності від марки матеріалу приймається S_F= 1,4...1,75)

Визначаємо допустимі напруження вигину:

[σ_F1] =[σ_F0]₁ /S_F · К_FL=(___ / 1,75) · 1 = _______ МПа;

[σ_F2] =[σ_F0]₂ /S_F · К_FL= (___ / 1,75) · 1 = _______ МПа.

6. ПРОЕКТУВАЛЬНИЙ РОЗРАХУНОК НА КОНТАКТНУ ВИТРИВАЛІСТЬ

6.1 Визначаємо орієнтовне значення діаметру ділильної окружності шесте­рні за формулою:

,

де К_d — допоміжний коефіцієнт (для прямозубих передач К_d = 770 МПа^1/3);

Т₂ — крутний момент на провідному валу редуктора:

Т₁ = ________ Н·м

Ψ_bd — коефіцієнт ширини вінця колеса по ділильному колу:

;

Визначаємо значення Ψ_bd за таблицею 4.5 [1], враховуючи твердість зубців та розташування зубчастих коліс відносно опор. Приймаємо: Ψ_bа=0,4, тоді:

Ψ_bd = 0,5 · 0,4 · (_______ + 1) = ________.

К_Нβ — коефіцієнт, що враховує розподілення навантаження по ширині вінця. Значення коефіцієнту К_Нβ вибираємо за таблицею 4.5 [1] у відповідності до Ψ_bd та значень твердості НВ активних поверхонь зубців (рекомендоване значення при проектуванні косозубої передачі К_Нβ = 1,3).

Знаходимо значення діаметру:

Приймаємо: d₁ = _______ мм (округляємо до другого знаку після коми).

6.2 Визначаємо модуль зачеплення:

Задавшись кількістю зубців z₁ = _______ за СТ СЄВ 310-76 (таблиця 12) приймаємо найближче більше стандартне значення модулю:

m = _______мм

7. ГЕОМЕТРИЧНИЙ РОЗРАХУНОК ПЕРЕДАЧІ

7.1 Визначаємо міжосьову відстань:

,

де z ₂ = z ₁ · u_p = _______ • _______ = _______; приймаємо: z ₂ = _______.

Тоді:

.

7.2 Визначаємо діаметри ділильних кіл шестерні та колеса:

7.3 Визначаємо діаметри кіл верхівок зубців:

d_a1 = d₁ + 2m = ________ + 2 ______ = _______ мм

d_a2 = d₂ + 2m = ________ + 2 _____ · = _______ мм

7.4 Визначаємо діаметри кіл западин зубців:

d_f1 = d₁ – 2,5 · m = _______ – 2,5 · _______ = _______ мм

d_f2 = d₂ – 2,5 · m = _______ – 2,5 · _______ = _______ мм

7.5 Визначаємо ширину шестерні та колеса:

b₂ = Ψ_bd · d₁ = _____· ________ = _______ мм; приймаємо: b₂ = _______ мм

b₁ = b₂ + (5…10) = ____ + (5…10) = _____..._____ мм; приймаємо: b₁ = _______ мм

7.6 Визначаємо висоту голівки зубця:

h_а = m = ________ мм

7.7 Визначаємо висоту ніжки зубця:

h_f = 1,25 · m = 1,25 · _______ = ________ мм

7.8 Визначаємо висоту зубця:

h = h_a + h_f = _______ + _______ = ________ мм

7.9 Визначаємо колову швидкість колеса:

Згідно таблиці 4.7[1] приймаємо _______ ступінь точності виготовлення зубчастих коліс переда­чі.

7.10 Визначаємо сили, що діють у зачеплені:

- колові зусилля:

- радіальні зусилля:

- осьові зусилля:

8. ПЕРЕВІРОЧНИЙ РОЗРАХУНОК НА КОНТАКТНУ

ВИТРИВАЛІСТЬ

Перевірочна формула для прямозубих передач на контактну втому робо­чих поверхонь зубців має вигляд:

,

де К_Н — коефіцієнт навантаження:

К_Н = К_Нα · К_Нβ · К_Нυ,

де К_Нα — коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілення навантаження між зубцями (рисунок 4.1 [1]), який залежить від колової швидкості υ та ступеню точності виготовлення зубчастих коліс;

К_Нβ — коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілення навантаження по ширині зубчастого колеса (рекомендоване значення для прямозубих передач К_Нβ =1,3);

К_Нυ — коефіцієнт, що враховує динамічне навантаження у зачеплені (таблиця 4.8 [1]), який залежить від твердості зубців, колової швидкості та ступеню точності і визначається інтерполюванням.

Тоді:

К_Н = К_Нα · К_Нβ · К_Нυ = ____ · 1,3 · ____ = _____

Діюче контактне напруження складає:

σ_Н = ________ МПа ≤ [σ_Н] = ________ МПа,

таким чином, умова контактної міцності виконується.

9. ПЕРЕВІРОЧНИЙ РОЗРАХУНОК НА ВИТРИВАЛІСТЬ

ПРИ ВИГИНІ ЗУБЦІВ

9.1 Перевірочна формула для прямозубих передач на втому по вигину зубців шестерні (колеса) має вигляд:

.

Для того, щоб вирішити для шестерні чи для колеса проводити перевіроч­ний розрахунок, треба визначити діюче еквівалентне навантаження на зубець.

9.2 Визначаємо Y_F1(2) — коефіцієнти, що враховують форму:

- для шестерні: ;

- для колеса: .

За таблицею 4.14 [1], згідно ГОСТ 21354-75 визначаємо інтерполюванням:

Y_F1 = __________

Y_F2 = __________

Знайшовши співвідношення та , визначаємо, що

МПа > МПа

тому подальший розрахунок будемо проводити для зубців _______, де це значен­ня менше.

9.3 Визначаємо: К_F = К_Fα · К_Fβ · К_Fυ

де К_Fα — коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілення навантаження між зубцями (таблиця 4.4 [1]). Приймаємо: К_Fα = 1,0;

К_Fβ — коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілення навантаження (таблиця 4.6 [1]). Приймаємо: К_Fβ =_______;

К_Fυ — коефіцієнт, що враховує динамічне навантаження (таблиця 4.9 [1]). Приймаємо: К_Fυ =_______.

Тоді, маємо:

К_F =1,0 · _____ · ______ = ________

9.4 Визначаємо коефіцієнт нахилу лінії зуба, який для прямозубих передач складає: У_b =1.

.

Знаходимо діюче напруження вигину зубців:

,

таким чином, умова міцності по вигину зубців виконується (норма відхилення- 5...10%).

10. ОРІЄНТОВНИЙ РОЗРАХУНОК ВАЛІВ

Орієнтовний розрахунок валів проводимо на кручення за зниженими дотич­ними напруженнями без урахування впливу деформації вигину.

Приймаємо: [τ_К] = 40 МПа.

Дата добавления: 2015-07-15