- •1.2 Определение частот вращения и крутящих моментов на валах привода
- •2.2 Проектный расчёт быстроходной передачи
- •2.3 Проектный расчёт тихоходной передачи
- •3.1.2 Проверочный расчёт быстроходной передачи по напряжениям изгиба
- •3.2.2 Проверочный расчёт тихоходной передачи по напряжениям изгиба
- •6.2 Расчёт тихоходного вала редуктора на усталостную выносливость
- •7 Выбор и расчёт подшипников привода
- •8. Выбор и расчет соединений “вал-ступица”
- •9 Выбор соединительных муфт
- •10 Обоснование и выбор смазочных материалов
- •Заключение
2.2 Проектный расчёт быстроходной передачи
Проектный расчёт конической прямозубой передачи ведем относительно внешнего делительного диаметра колеса по формуле:
, (2.13)
где – приведенный модуль упругости материала шестерни (для сталей = 2,1·1011 Па);
- крутящий момент на валу колеса, Н∙м;
– коэффициент ширины зубчатого венца относительно внешнего конусного расстояния;
– опытный коэффициент, характеризующий понижение прочности зубьев конической передачи по сравнению с цилиндрической ( );
‑ передаточное отношение передачи;
‑ коэффициент концентрации нагрузки.
Коэффициент ширины зубчатого венца относительно внешнего конусного расстояния принимаем согласно рекомендациям [3].
Коэффициент выбирается по графикам (рисунок 8.15, [3]) в зависимости от твердости поверхности зубьев колеса и шестерни, вида расположения опор и отношения .
В нашем случае при этом 1,1.
Тогда,
м = 265 мм.
Определяем внешнее конусное расстояние:
, (2.14)
мм.
Определяем ширину зубчатого венца:
, (2.15)
мм.
Принимаем мм.
Определяем углы делительных конусов:
, (2.16)
;
, (2.17)
.
Определяем внешний делительный диаметр шестерни:
, (2.18)
мм.
По графику (рис. 8.36, [3]) принимаем (при = 4,4) и далее определяем число зубьев шестерни . Принимаем .
Определяем модуль во внешнем сечении:
, (2.19)
мм.
Определяем модуль в среднем сечении:
, (2.20)
мм.
Определяем число зубьев колеса:
, (2.21)
.
Окончательно принимаем число зубьев колеса .
Определяем средний делительный диаметр шестерни и колеса:
, (2.22)
мм,
мм.
Определяем среднее конусное расстояние:
, (2.23)
мм.
Уточняем внешний делительный диаметр колеса:
,
мм, (2.24)
мм.
2.3 Проектный расчёт тихоходной передачи
Проектный расчёт цилиндрической косозубой передачи ведем относительно делительного диаметра шестерни по формуле:
(2.35)
Назначаем степень точности = 8 и определяем коэффициент распределения нагрузки между зубьями определяется по формуле:
(2.36)
Принимаем
При несимметричном расположении колёс относительно опор при твердости зубьев H < 350 HB коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния принимаем = 0,4.
Определяем коэффициент ширины колеса относительно делительного диаметра :
(2.37)
Коэффициент концентрации нагрузки (выбирается по графикам (рисунок 8.15, [3]) в зависимости от твердости шестерни HB, вида редуктора и коэффициента ). В нашем случае = 1,15.
Тогда
м = 69 мм.
Определим ширину колеса , мм по формуле (8.16), [2]:
. (2.38)
мм
Определим модуль передачи , мм по формуле [2]:
, (2.39)
где – коэффициент модуля (определяется по таблице 8.5, [2] в зависимости от твердости при H < 350 HB = 30…20). Принимаем = 20, тогда
По ГОСТ 9563-80 выбираем стандартный модуль m = 4 мм.
Определяем угол наклона зуба по формуле
(2.40)
где ‑ коэффициент осевого перекрытия (по рекомендациям [3] );
Определяем число зубьев шестерни
(2.41)
Принимаем
Определяем число зубьев колеса
(2.42)
Определяем межосевое расстояние передачи
(2.43)
Определяем делительные диаметры:
(2.44)
Для шестерни:
мм.
Для колеса
мм.
Определяем диаметры вершин зубьев:
(2.45)
Для шестерни
мм
Для колеса
мм
Определяем диаметры впадин зубьев:
(2.46)
Для шестерни
мм.
Для колеса
мм.
3 Проверочный расчёт передач редуктора
3.1 Проверочный расчёт быстроходной передачи редуктора
Проверочный расчёт передачи ведётся по контактным напряжениям и напряжениям изгиба.
3.1.1 Проверочный расчёт быстроходной передачи по контактным напряжениям
Проверочный расчёт передачи по контактным напряжениям выполняем по формуле:
, (3.1)
где ‑ коэффициент расчётной нагрузки;
‑ угол зацепления (по ГОСТ 13755-81 ).
Коэффициент расчётной нагрузки определяем по формуле:
, (3.2)
где ‑ коэффициент динамической нагрузки.
Коэффициент динамической нагрузки выбирается по таблице 8.3, [2] в зависимости от степени точности зубчатых колес, твердости поверхности зубьев и окружной скорости.
Окружную скорость шестерни быстроходной передачи определим по формуле:
, (3.3)
м/с.
Степень точности зубчатых колёс определяем по таблице 8.2, [3]. В зависимости от окружной скорости выбираем 8-ю степень точности.
Тогда, по таблице 8.3, [2] выбираем =1,03.
Определяем коэффициент расчётной нагрузки:
.
Определяем контактные напряжения:
МПа.
Сравниваем действительные контактные напряжения с допускаемыми:
= МПа > МПа.
перегрузка составляет:
.
перегрузка передачи составляет более 5% следовательно, контактная прочность передачи обеспечена.