
- •1.Выбор электродвигателя и расчет основных параметров привода.
- •1.1.Выбор электродвигателя
- •2. Расчет цилиндрической зубчатой передачи
- •Расчет тихоходной цилиндрической ступени:
- •2.1. Выбор материалов зубчатых колес
- •2.2. Определение допускаемых напряжений
- •2.2.1. Допускаемые контактные напряжения
- •2.2.2. Допускаемые напряжения изгиба.
- •2.3. Проектный расчет передачи.
- •2.3.1 Межосевое расстояние
- •2.3.2 Предварительные основные размеры колеса
- •2.3.3 Модуль передачи
- •2.3.4 Суммарное число зубьев и угол наклона
- •2.3.5 Число зубьев шестерни и колеса
- •2.3.6 Фактическое передаточное число
- •2.3.7 Диаметры колес
- •2.3.8 Размеры заготовок
- •2.3.9 Проверка на выносливость по контактным напряжениям и напряжениям изгиба тихоходной ступени редуктора.
- •2.3.12. Силы в зацеплении.
- •3. Расчет цилиндрической зубчатой передачи.
- •Расчет быстроходной цилиндрической ступени:
- •3.1. Выбор материалов зубчатых колес
- •3.2. Определение допускаемых напряжений
- •3.2.1. Допускаемые контактные напряжения
- •3.2.2. Допускаемые напряжения изгиба.
- •3.3. Проектный расчет передачи.
- •3.3.1 Межосевое расстояние
- •3.3.2 Предварительные основные размеры колеса
- •3.3.3 Модуль передачи
- •3.3.4 Суммарное число зубьев и угол наклона
- •3.3.5 Число зубьев шестерни и колеса
- •3.3.6 Фактическое передаточное число
- •3.3.7 Диаметры колес
- •3.3.8 Размеры заготовок
- •3.3.9 Проверка на выносливость по контактным напряжениям и напряжениям изгиба тихоходной ступени редуктора.
- •3.3.12. Силы в зацеплении.
- •4.Расчет клиноременной передачи.
- •5. Предварительный расчет валов.
- •6. Уточненный расчет валов.
- •6.1.Расчёт тихоходного вала.
- •6.2.Расчёт быстроходного вала.
- •7. Расчет подшипников
- •7.1. Расчет подшипников тихоходного вала
- •8. Расчет шпонок
- •9. Расчет элементов корпуса редуктора.
- •Толщина стенки корпуса редуктора определяется по формуле:
- •Диаметр фундаментного болта равен:
3.3.4 Суммарное число зубьев и угол наклона
Минимальный угол наклона зубьев косозубых колес [1, стр. 21]
βmin = arcsin(4m/b2);
βmin = arcsin(4∙2.5/56) = 10.29o.
Суммарное число зубьев
zs = 2awcosβmin/m = 141.6.
Полученное значение zs округляют в меньшую сторону до целого числа и определяют действительное значение угла β наклона зуба:
β = arccos[zsm/(2aw)].
zs = 141;
β = arccos[141 ∙ 2.5/(2∙180)] = 11,7o.
Справочно: для косозубых колес β = 8...20o, для шевронных - β = 25...40o.
3.3.5 Число зубьев шестерни и колеса
Число зубьев шестерни [1, стр. 21]
z1 = zs / (u 1) ≥ z1min;
z1 = 141 / (2.8 + 1) = 37.1
Значение z1 округляют в ближайшую сторону до целого числа. [1, стр. 21]
z1 = 37.
Число зубьев колеса внешнего зацепления z2 = zs - z1.
z2 = 141 - 37 = 104.
3.3.6 Фактическое передаточное число
uф = z2/z1 = 104/37 = 2.81.
Фактические значения передаточных чисел не должны отличаться от номинальных более чем на: 3% - для одноступенчатых, 4% - для двухступенчатых и 5% - для многоступенчатых редукторов.[1, стр. 22]
Отклонение от номинального передаточного числа
Δ = (u - uф)/u = 0,38 %.
3.3.7 Диаметры колес
Рис. 6 [1, рис. 2.5, стр. 22]
Рис. 7 [1, рис. 2.6, стр. 22]
Делительные диаметры d [1, стр. 22]:
шестерни.........................................d1 = z1m/cosβ;
колеса внешнего зацепления............d2 = 2aw - d1;
колеса внутреннего зацепления........d2 = 2aw + d1;
d1 = 37 ∙ 2.5 / cos11,7o = 94.5 мм;
d2 = 2 ∙ 180 – 94.5 = 265.5 мм.
Диаметры da и df окружностей вершин и впадин зубьев колес внешнего зацепления [1, стр. 22]:
da1 = d1 + 2m;
df1 = d1 - 2(1,25 - x1)m;
da2 = d2 + 2m;
df2 = d2 - 2(1,25 - x2)m;
где x1 и x2 - коэффициенты смещения у шестерни и колеса; y = -(aw - a)/m - коэффициент воспринимаемого смещения; a - делительное межосевое расстояние: a = 0,5m(z2 z1).
a = 0.5 ∙ 2.5 ∙ (104+37) = 176.25 мм;
y = -(225 - 218)/4.0 = -1.5;
da1 = 94.5 + 2 ∙ 2.5 = 99.9 мм;
df1 = 94.5 - 2 ∙ 1,25 ∙ 2.5 = 88.25 мм;
da2 = 265.5 + 2 ∙ 2.5 = 270.5 мм;
df2 = 265.5 - 2 ∙ 1,25 ∙ 2.5= 259.25 мм;
3.3.8 Размеры заготовок
Чтобы получить при термической обработке принятые для расчета механические характеристики материала колес, требуется, чтобы размеры Dзаг, Cзаг, Sзаг заготовок колес не превышали предельно допустимых значений Dпр, Sпр (табл. 1 [1, табл. 2.1, стр. 11]) [1, стр. 22]:
Dзаг ≤ Dпр; Cзаг ≤ Cпр; Sзаг ≤ Sпр.
Значения Dзаг, Cзаг, Sзаг (мм) вычисляются по формулам: для цилиндрической шестерни (рис. 7, а) Dзаг = da + 6 мм; для колеса с выточками (рис. 7, в) Cзаг = 0,5b2 и Sзаг =8m; для колеса без выточек (рис. 6) Sзаг = b2 + 4 мм.
Dзаг1 = 100 + 6 мм = 106 мм;
Dзаг2 = 270.5 + 6 мм = 276.5 мм;
Sзаг2 = 56+ 4 мм = 60 мм.
3.3.9 Проверка на выносливость по контактным напряжениям и напряжениям изгиба тихоходной ступени редуктора.
Условие контактной прочности передачи имеет вид HP.
Контактные напряжения определяются по формуле:
= ,
где = 8400 для прямозубых передач,
КН - коэффициент контактной нагрузки.
Коэффициент контактной нагрузки определяется по формуле:
КН = KHα KHβ КНV,
где KHα - коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями,
KHβ – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса,
КНV – динамический коэффициент.
Коэффициенты КНV и KHα уточняем по таблицам после определения размеров передачи и фактической окружной скорости:
,
где A=0.15
– для прямозубых передач;
При для определения Kw используем выражение:
.
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса:
,
- коэффициент неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы.
Для определения вычислим коэффициент ширины венца по диаметру:
По
значению
определим
методом
линейной интерполяции c.14(см.
табл.9.1)[2],
,
тогда
.
Динамический коэффициент определим методом линейной интерполяции по табл. 10.1, КНV=1.05.
Окончательно найдём КН:
КН =1,01∙1,0228∙1,05=1,08.
Таким образом,
Допускается перегрузка по контактным напряжениям не более 5%, рекомендуемая недогрузка до 15%. Расчет перегрузки или недогрузки выполним по формуле
Определяем недогрузку
Напряжения изгиба в зубе шестерни
Коэффициенты формы зуба : - эквивалентное число зубьев.
- коэффициент, учитывающий влияние угла наклона зуба на его прочность:
Коэффициент торцевого перекрытия:
Коэффициент,
учитывающий перекрытие зубьев
Коэффициент нагрузки при изгибе
Для определения составляющих коэффициентов используем следующие зависимости:
Тогда:
Напряжение изгиба в зубьях колеса: