- •1. Задание на проект
- •Содержание
- •1. Задание на проект………………………………………………………………2
- •6.1 Промежуточный вал-шестерня ………….…………………………...44
- •2. Выбор электродвигателя Определяем требуемую номинальную мощность на приводном валу
- •3. Кинематические расчеты и определение вращающих моментов на валах Находим передаточное число редуктора
- •4. Расчет тихоходной ступени
- •4.1 Допускаемые напряжения
- •4.1.1 Допускаемые контактные напряжения при расчете на выносливость
- •4.1.2 Допускаемые напряжения изгиба при расчете на выносливость
- •4.2 Проектный расчет на контактную выносливость
- •4.2.1 Межосевое расстояние
- •4.2.2 Выбор модуля и чисел зубьев
- •4.4 Проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба.
- •5.2 Проверочный расчет по напряжениям
- •5.2.1 Проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям
- •5.2.2 Проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба.
- •5.3 Проверочный расчет прочности зубьев при перегрузках.
- •5.3.1 По напряжениям контакта
- •5.3.2 По напряжениям изгиба
- •6. Конструирование валов
- •6.1 Промежуточный вал
- •6.1.1 Необходимые расстояния для определения опорных реакций
- •6.1.2 Силы действующие на вал
- •6.1.3 Уравнения моментов для определения опорных реакций
- •6.1.4 Моменты для построения эпюр
- •6.1.5 Проверка промежуточного вала на усталостную прочность
- •6.1.6 Проверка подшипников промежуточного вала
- •6.2 Тихоходный вал
- •6.2.2 Силы, действующие на вал
- •6.2.6 Проверка подшипников тихоходного вала
- •6.3 Быстроходный вал
- •6.3.5 Проверка быстроходного вала на усталостную прочность
- •6.3.6 Проверка подшипников быстроходного вала
- •9. Смазка редуктора
- •Список используемой литературы
4.1.2 Допускаемые напряжения изгиба при расчете на выносливость
, где
SF – коэффициент безопасности;
- базовый предел выносливости зубьев по излому от напряжений;
КFC – коэффициент учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки;
КFL – коэффициент долговечности.
=550МПа;
KFL1= , т.к. НВ>350,
NFO=4∙106(для всех видов сталей) – базовое число циклов перемены напряжений
,
m=9
NFЕ1=60 223.65 1 3 240 5 (1 4+0,69 3)=195667786,8 циклов
NFE2 = =62116757,71 циклов
Т.к. NFЕ1 и NFЕ2 >4 106 , то КFL1= КFL2=1
SF1= SF2=1,9
КFC=1 (т.к. нагрузка нереверсивная)
4.2 Проектный расчет на контактную выносливость
4.2.1 Межосевое расстояние
, где
Ка=430МПа1/3 – для косозубых и шевронных передач
Т2 - крутящий момент на колесе, Нм;
ψва= - коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния;
«-», «+» - соответственно внутреннее и внешнее зацепление
Т.к. для косозубых редукторов общего назначения ψва=0,2…0,4 принимаем ψва=0,315 (по ГОСТ 2185-66);
- коэффициент относительной ширины шестерни;
- коэффициент, учитывающий неравномерность распределение нагрузки по ширине венца;
,
Принимаем с округлением по ГОСТ 2185-66
4.2.2 Выбор модуля и чисел зубьев
,
=0,015∙180=2,7 мм,
Принимаем =2,75 по ГОСТ 9563-60
4.2.3 Суммарное число зубьев
, где
βТ=80…150 для косозубой передачи;
Уточняем угол βТ так, чтобы суммарное число зубьев равнялось 129 мм,
4.2.4 Число зубьев шестерни
> , следовательно нарезание колес без смещения
Минимальное число зубьев для косозубых колес ,
- число зубьев колеса;
- фактическое передаточное число;
,
Находим отклонение от заданного передаточного числа
,
Для uТ 4,5 [ u]=2,5%
[Δu]<2,5% - передаточное число допустимо.
4.2.5 Диаметры делительных окружностей
,
4.2.6.Диаметры окружности вершин зуба
,
4.2.7 Диаметры впадин
,
4.2.8. Ширина колеса
Принимаем с округлением по ГОСТ 6636-69 bw2=56мм
Ширина шестерни b1 для компенсации неточностей сборки выполняется несколько больше, примерно на 5…10мм ширины колеса:
b1=66мм
4.3. Проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям
, где
ZH - коэффициент учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев;
ZМ - коэффициент учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес;
Zε - коэффициент учитывающий суммарную длину контактных линий;
KHα- коэффициент, учитывающий распределения нагрузки между зубьями;
KHβ - коэффициент, учитывающий распределения нагрузки по ширине венца;
KHV – коэффициент динамической нагрузки;
Zε= при εβ≥0,9,
ZМ=275 МПа1/2, т.к. колеса стальные
,
εβ= - коэффициент осевого перекрытия;
- коэффициент торцевого перекрытия (передача без смещения);
,
Т.к. >0,9, используем Zε= ,
Zε= ,
- окружная скорость;
n=9 – степень точности;
KHα=1,13;
KHβ=1,08;
KHV=1,01;
;
,
>5% – условие на выносливость по контактным напряжениям не выполняется.
Увеличим ширину венца колеса =60мм
<5% – условие на выносливость по контактным напряжениям выполняется.