- •Содержание
- •Введение
- •1. Кинематический и энергетический расчеты редуктора
- •2. Допускаемые напряжения в зубьех зубчатых колес
- •2.1 Контактные напряжения
- •2.2 Изгибные напряжения
- •3. Расчет цилиндрической прямозубой передачи
- •3.1 Определение основных параметров цилиндрической ступени соосного редуктора
- •3.2 Определение геометрических параметров передачи
- •3.3 Проверочный расчет передачи на контактную прочность
- •5. Определение диаметров валов
- •6. Подбор и расчет подшипников
- •6.1 Подбор и расчет подшипников входного вала
- •6.2 Подбор и расчет подшипников промежуточного вала
- •6.3 Подбор и расчет подшипников выходного вала
- •7. Проверочный расчет выходного вала
- •8. Расчет шлицевых соединений
- •9. Расчет штифтов
- •Система смазки
- •Заключение
- •Список литературы
2.2 Изгибные напряжения
Допускаемые напряжения при изгибе определяются по формуле :
где – базовый предел выносливости по изгибу. Так как сталь легированная цементуемая .
SF – коэффициент безопасности. Принимаю .
NFO – базовое число циклов переменны напряжений : NFO= 4∙106.
Найдем расчетное число циклов переменны напряжений при переменном режиме:
так как HB> 350 , то mF = 9
Cj – число зацепления зуба при одном обороте колеса : C = 1
KFC – коэффициент зуба , работающий одной стороной : KFC = 1
Коэффициент долговечности:
Допускаемые напряжения тогда равны:
3. Расчет цилиндрической прямозубой передачи
3.1 Определение основных параметров цилиндрической ступени соосного редуктора
Межосевое расстояние тихоходной ступени (3-4)
Принимаем aW3,4 = 165 мм
Контактная ширина зубчатого венца в зацеплении солнечное колесо-сателлит
;
Модуль зацепления 1-2 из расчета на изломную усталость:
.
где YF =2,8 - коэффициент формы зуба.
.
Округляем до ближайшего значения по ГОСТ m12 =2,5 мм.
Определяем число зубьев z3:
Из условия соосности ступеней редуктора: a1,2 = a3,4
Принимаем bw1,2 = 65 мм
Модуль зацепления 1-2
Округляем до ближайшего целого значения по ГОСТ m1,2 =2,5 мм.
Уточненное значение(по числу зубьев) передаточного:
Погрешность вычисления:
3.2 Определение геометрических параметров передачи
Делительные диаметры
Основные диаметры:
Начальные диаметры
Разбиваем коэффициенты коррекции из условия выравнивания
Принимаем
Диаметры впадин зубьев
Диаметры вершин зубьев
Коэффициенты торцевого перекрытия
Углы давления в вершинах зубьев
Толщины зубьев по делительной окружности
Толщины зубьев по наружному диаметру
Основная толщина зубьев
Начальная толщина зубьев
3.3 Проверочный расчет передачи на контактную прочность
Коэффициент нагрузки К определяется по формуле:
,
где – коэффициент неравномерности нагрузки по ширине колеса
= f (, расположение колеса).
– коэффициент динамической нагрузки, зависящий:
= f (V, степень точности).
К=1
Коэффициент ширины зубчатого венца
Окружная скорость:
Тогда коэффициент нагрузки К, будет равен:
Расчетное контактное напряжение будет равно:
Запас контактной прочности
3.4 Проверочный расчет передачи на усталость по изгибу
–коэффициент, учитывающий наклон зубьев. Этот коэффициент принимаем равным , так как .
– коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев. равен Для прямозубых зубчатых колес он равен: .
.
Расчетное напряжение изгиба
Коэффициенты запаса изломной прочности
4. РАСЧЕТ КОНИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ
4.1 Расчет допускаемых контактных напряжений
4.2 Расчет допускаемых изгибных напряжений
Принимаем KFE = 1
KFC = 1; SF = 1,93
4.3 Расчет геометрии конической передачи
Угол делительного конуса шестерни
Угол передачи
Передаточное отношение
Окружная скорость
Коэффициент динамической нагрузки
Коэффициент ширины зубчатого венца
Начальное и эффективное значение коэффициента неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого венца
mmin = 2,5;
Выбираем
Выбираем m = 5
YF1 = 3,8
YF1 < YF
Z2 = Z1U = 26
Т.к. оба конических колеса имеют одинаковые параметры, то в дальнейшем будем вести расчет только одного колеса.
Модуль в торцевом сечении
Принимаем mte = 6
hae = mte = 6
Сделаем проверочный расчет:
Расчет коэффициента нагрузки
Kv=1,4
Z'V = 36,7
СТ=7
Контактная прочность
Проверка изгибной прочности:
YF = 3,8