Курсовая работа (т): Расчет буровой лебедки
Коэффициент осевого перекрытия вычисляются по формуле
,
где bw - ширина зубчатого венца, bwБ = 31,5 мм.
Для быстроходной ступени:
,
.
Суммарные коэффициенты перекрытия вычисляются по формуле
,
.
.3 Определение расстояний между деталями передач
Чтобы поверхности вращающихся колес не задевали за внутренние
поверхности стенок корпуса, между ними оставляют зазор, равный
,
где L - расстояние между внешними поверхностями деталей передач (см. рис. 4.1)
Принимаем значение зазора равное а = 12 мм
Рисунок 4.3 Расстояния между деталями передач
Расстояние b0 между дном корпуса и поверхностью колес принимают:
,
.
Расстояние между торцовыми поверхностями колес двухступенчатого редуктора принимают
,
.
4.4 Выбор подшипников
Предварительно подшипники выбираются по значению диаметра цапфы вала dп, а также по предварительному значению динамической нагрузки, приведенному в распечатке программы REDUCE.
Для быстроходного и промежуточного вала выбираем подшипник 209 ГОСТ 8338-75:
легкая серия;
внутренний диаметр кольца подшипника d = 45 мм;
наружный диаметр кольца подшипника D = 85 мм;
ширина кольца подшипника B = 19 мм;
динамическая грузоподъемность: Cr = 33,2 кН
статическая грузоподъемность: С0r = 18,6 кН.
Для тихоходного вала выбираем подшипник 214 ГОСТ 8338-75:
легкая серия;
внутренний диаметр кольца подшипника d = 70 мм;
наружный диаметр кольца подшипника D = 125 мм;
ширина кольца подшипника B = 24 мм;
динамическая грузоподъемность: Cr = 61,8 кН
статическая грузоподъемность: С0r = 37,5 кН.
.5 Конструирование зубчатых колес
Форма цилиндрического зубчатого колеса зависит от серийности производства. В нашем случае производство малосерийное. В этом случае для изготовления зубчатого колеса применяют простейшие односторонние штампы.
Диаметр ступицы, длину ступицы и ширину торцов зубчатого венца
принимают:
,
,
,
где d = dк соответствующего вала, на котором находится колесо.
Толщину диска принимают:
.
На торцах зубчатого венца выполняют фаски, размер которых
определяют как 
и
угол выбирают в зависимости от твердости материала колеса.
Рисунок 4.4. Конструкция зубчатого колеса
Для колеса быстроходной ступени эти параметры будут равны:
,
,
,
,
.
Согласовав эти значения с рядом нормальных линейных размеров, принимаем:ст = 90 мм,ст = 52 мм,= 8,5 мм, = 12 мм,= 1,6 мм.
Угол фаски при принимаем αф = 45°.
Для колеса тихоходной ступени эти параметры будут равны:
,
,
,
,
.
Согласовав эти значения с рядом нормальных линейных размеров, принимаем:ст = 125 мм, ст = 67 мм, = 10 мм,= 18 мм,= 1,6 мм.
Угол фаски при твердости колеса H > 350HB принимают αф
= 15…20°, принимаем αф = 20°.
.6 Решение вопроса о вале-шестерне
Шестерни для редукторов выполняют в двух конструктивных
исполнениях - либо нарезанными на валу (вал-шестерня), либо отдельно от него
(насадная шестерня). Для решения вопроса о конструктивном исполнении,
необходимо определить зазор Δ между дном
шпоночного паза в шестерне и окружностью впадин зубьев. Этот зазор, как видно
из рисунка 4.5., можно определить как
,
где dвал - планируемый диаметр шейки вала для установки шестерни, в нашем случае dвал = dБП;- глубина шпоночного паза в шестерне.
Если Δ > 2,5m то шестерня выполняется отдельно от
вала.
Рисунок 4.5 Шестерня в разрезе
Для шестерни быстроходной передачи:
Для шестерни с df1Б = 30,75 мм и модулем m = 2,5 зазор Δ
будет равен:
Из условия следует, что шестерня быстроходной передачи не может быть выполнена в виде насадной шестерни, она будет выполнена непосредственно на валу.
Для шестерни тихоходной передачи:
Для шестерни с df1Т = 51,1 мм и модулем m = 3 зазор Δ
будет равен:
Следовательно, из условия следует, что шестерня тихоходной
передачи не может быть выполнена в виде насадной шестерни, она будет выполнена
непосредственно на валу.
5. Проверочный расчет редуктора
Для шестерни и колеса быстроходной передачи назначаем [1, табл. 8.7]:
материал: сталь 20Х;
твердость: H1Б = 56HRC;
термообработка: цементация.
Для шестерни и колеса тихоходной передачи назначаем [1, табл. 8.7]:
материал: сталь 20Х;
твердость: H1Т = 56HRC;
термообработка: цементация.
.1 Проверочный расчет быстроходной передачи
.1.1 Расчет допускаемых напряжений
Допускаемое контактное напряжение на шестерне [σH]1Б
определяется по формуле:
,
,
,
,
где NHG - предел контактной выносливости;- эквивалентное число
циклов нагружения.
,
,
,
где n - частота вращения быстроходного вала, n1Б = 727 мин-1;
с - число зацеплений зуба за один оборот, с = 1.
,
.
Коэффициент безопасности для цементации равен SH = 1,2.
.
Проводим аналогичные расчеты для колеса быстроходной передачи.
,
,
,
,
,
,
,
где n - частота вращения промежуточного вала, n2Б = 141,9 мин-1.
,
.
Коэффициент безопасности для цементации равен SH = 1,2.
,
Выбираем наименьшее из двух допускаемых напряжений:
МПа.
Допускаемые изгибные напряжения определяются по формуле:
,
где σFlim - предел выносливости зубьев по
напряжениям изгиба, для цементации зубьев σFlim1Б
= 750 МПа; σFlim2Б = 750 МПа- коэффициент безопасности, SF = 1,5;- коэффициент,
учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки, для односторонней
нагрузки YA = 1 (не реверсивная передача);- коэффициент долговечности.
,
где NFG - предел изгибной выносливости, для сталей NFG = 4·106;-
эквивалентное число циклов нагружения.
,
где μF - коэффициент эквивалентности, зависящий от режима нагрузки. Для IV
режима нагрузки и объемной закалки mF = 0,016 [1,табл.8.9].
,
,
,
,
Б назначаем равным единице, YN1Б = 1,
,
.
.1.2 Расчет рабочих напряжений
Величины рабочих контактных напряжений одинаковы для шестерни и
колеса, поэтому расчет выполняют только для шестерни. Контактное напряжение в
зацеплении для прямозубой передачи определяется по формуле:
где Eпр - приведенный модуль упругости. Для стальных колес и шестерен Епр = 2,1×105 МПа;
Т1 - момент на шестерне передачи, Т1Б = 79,11 Н×м;- передаточное число передачи, uБ = 5,12;- коэффициент нагрузки.
Коэффициент нагрузки KH представляется в виде= KHb × KHV,
где KHb - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине
венца. Назначается в зависимости от схемы нагружения, от параметра ybd
= bw / dw1 и от сочетания твердости зубьев шестерни и колеса; для нашего случая
ybd
= 0,74 и KHb
= 1, 25 [1, рис. 8.15]- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в
зацеплении, зависящий от вида передачи, степени точности и окружной скорости V;
для V = 1,93 м/с KHV = 1,02 [1, табл. 8.3]= 1,25 × 1,02 = 1,275,
.
Изгибные напряжения в основании зубьев косозубых колес определяются по формулам:
для шестерни:
- коэффициент, учитывающий форму зубьев, YF1 = 4,3
[1, рис 8.20] при Zv1 = 17;
Коэффициент нагрузки KF представляется в виде
= KFb × KFV,
где KFb - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. Назначается в зависимости от схемы нагружения, от параметра ybd = bw / dw1 и от сочетания твердости зубьев шестерни и колеса; для нашего случая ybd = 0,74 и KFb = 1,2 [1, рис. 8.15]- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, зависящий от вида передачи, степени точности и окружной скорости V; для V = 1,62 м/с KFV = 1,02 [1, табл. 8.3]= 1,2 × 1,02 = 1,224.
для колеса:
sF2 = sF1 × YF2 / YF1,
где YF2 - коэффициент, учитывающий форму зубьев, YF2 = 3,75
[1, рис 8.20] при Zv2 = 87;
sF1Б = 4,3 × 3724,3 × 1,224 / (31,5 × 2,5) = 248,9 МПа,
sF2Б = 248,9 × 3,75 / 4,3 = 217,1 МПа.
.1.3 Сравнение фактических и допускаемых контактных и изгибных напряжений. Вывод о работоспособности
Чтобы проверить работоспособность передачи, необходимо сравнить
допустимые и рабочие контактные напряжения. Критерий прочности по контактным
напряжениям:
МПа < 1277 МПа
Недогруз составляет 18,7 %, что находится в пределах нормы.
Критерий прочности по напряжениям изгиба:
Оба критерия выполняются, следовательно, передача работоспособна.
.2 Проверочный расчет тихоходной передачи
Расчет допускаемых напряжений
,
,
,
,
где NHG - предел контактной выносливости;- эквивалентное число
циклов нагружения.
,
,
,
где n - частота вращения промежуточного вала, n1Т = 141,9 мин-1;
с - число зацеплений зуба за один оборот, с = 1.
,
.
Коэффициент безопасности для объемной закалки равен SH = 1,2.
.
Проводим аналогичные расчеты для колеса тихоходной передачи.
,
,
,
,
,
,
,
где n - частота вращения тихоходного вала, n2Т = 35,9 мин-1.
,
.
Коэффициент безопасности для объемной закалки равен SH = 1,2.
,
Окончательное значение [σH]T принимаем равным 1685 МПа т.к. оно является наименьшим.
Допускаемые изгибные напряжения определяются по формуле:
,
где σFlim - предел выносливости зубьев по
напряжениям изгиба, для объемной закалки σFlim1Б
= 750МПа; σFlim2Б = 750МПа - коэффициент безопасности, SF=1,5;- коэффициент,
учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки, для односторонней
нагрузки YA = 1;- коэффициент долговечности.