
- •Аннотация
- •Аналитический обзор
- •Введение
- •2.Кинематический расчет привода и подбор электродвигателя.
- •2.1 Определение коэффициента полезного действия привода
- •2.2 Выбор электродвигателя
- •3. Ориентировочный расчет валов редуктора.
- •4. Расчет закрытой тихоходной передачи.
- •4.2 Циклограмма нагружения
- •1, То берем
- •5. Расчет закрытой быстроходной передачи
- •6. Расчет открытой цилиндрической передачи
- •7. Эскизная компоновка редуктора
- •8. Проектирование валов редуктора
- •8.3.Расчет открытой цилиндрической передачи:
- •9.Расчет вала на усталостную прочность.
- •- Коэффициент запаса усталостной прочности по напряжениям кручения. В этих формулах:
4.2 Циклограмма нагружения







0.8T
T

0.35T





0.35t
0.2t
0.5t





t
4.3. Задаем число зубьев шестерни:
Тогда число зубьев колеса определяется как:
=
стандартизируем и принимаем z2*=110
– рассчитанный модуль передачи
60
Примем: m=2 мм
4.4. Определяем диаметры шестерни (колеса)
Делительный диаметр:
Диаметр вершин:
Диаметр впадин:
4.5. Определяем ширину колеса
– относительная ширина тихоходной
зубчатой пары
,
стандартизируем и принимаем
Тогда ширина
шестерни
Расчет механических передач, сделанный с помощью программы КОМПАС-3D V16
Таблица 1. Геометрический расчёт цилиндрической зубчатой передачи внешнего зацепления |
|||||||
Наименование и обозначение параметра |
|
|
|||||
Исходные данные |
|||||||
Число зубьев |
|
40 |
110 |
||||
Модуль, мм |
|
2 |
|||||
Угол наклона зубьев на делительном цилиндре |
|
0°00'00" |
|||||
Исходный контур |
|
ГОСТ 13755-81 |
|||||
Угол профиля исходного контура |
|
20°00'00" |
|||||
Коэффициент высоты головки зуба исходного контура |
|
1 |
|||||
Коэффициент радиального зазора исходного контура |
|
0,25 |
|||||
Коэффициент радиуса кривизны переходной кривой в граничной точке профиля зуба исходного контура |
|
0,38 |
|||||
Ширина зубчатого венца, мм |
|
60 |
65 |
||||
Коэффициент смещения исходного контура |
|
0 |
0 |
||||
Степень точности |
|
7-C |
7-C |
||||
Определяемые параметры |
|||||||
Передаточное число |
|
2,75 |
|||||
Межосевое расстояние, мм |
|
|
|||||
Делительный диаметр, мм |
|
80 |
220 |
||||
Диаметр вершин зубьев, мм |
|
84 |
224 |
||||
Диаметр впадин зубьев, мм |
|
75 |
215 |
||||
Начальный диаметр, мм |
|
80 |
220 |
||||
Основной диаметр, мм |
|
75,175 |
206,732 |
||||
Угол зацепления |
|
20°00'00" |
|||||
Контролируемые и измерительные параметры |
|||||||
Постоянная хорда, мм |
|
2,774 |
2,774 |
||||
Высота до постоянной хорды, мм |
|
1,495 |
1,495 |
||||
Радиус кривизны разноимённых профилей зуба в точках, определяющих постоянную хорду, мм |
|
15,157 |
39,098 |
||||
Радиус кривизны активного профиля зуба в нижней точке, мм |
|
8,182 |
32,564 |
||||
Условие |
|
(возможность измерения постоянной хорды) |
|
выполнено |
выполнено |
||
Число зубьев в длине общей нормали |
|
5 |
13 |
||||
Длина общей нормали, мм |
|
|
|
Продолжение табл. 1. |
||||||||||
Наименование и обозначение параметра |
|
|
||||||||
Радиус кривизны разноимённых профилей зубьев в точках, определяющих длину общей нормали, мм |
|
13,845 |
38,442 |
|||||||
Радиус кривизны профиля в точке на окружности вершин, мм |
|
18,739 |
43,121 |
|||||||
Условие |
|
(возможность измерения длины общей нормали) |
|
выполнено |
выполнено |
|||||
Диаметр измерительного ролика, мм |
|
3,464 |
3,464 |
|||||||
Угол профиля на окружности, проходящей через центр ролика |
|
22°33'58" |
21°00'50" |
|||||||
Диаметр окружности, проходящей через центр ролика, мм |
|
81,408 |
221,461 |
|||||||
Радиус кривизны разноимённых профилей зубьев в точках контакта поверхности ролика с главными поверхностями зубьев, мм |
|
13,888 |
37,975 |
|||||||
Условие |
|
(возможность измерения размера по роликам) |
|
выполнено |
выполнено |
|||||
Размер по роликам, мм |
|
|
|
|||||||
Условие |
|
(возможность измерения размера по роликам) |
|
выполнено |
выполнено |
|||||
Условие |
|
(возможность измерения размера по роликам) |
|
выполнено |
выполнено |
|||||
Нормальная толщина зуба по делительной окружности, мм |
|
3,142 |
3,142 |
|||||||
Проверка качества зацепления по геометрическим показателям |
||||||||||
Коэффициент наименьшего смещения |
|
-1,34 |
-5,434 |
|||||||
Условие отсутствия подрезания зуба исходной производящей рейкой |
|
|
выполнено |
выполнено |
||||||
Радиус кривизны в граничной точке профиля зуба, мм |
|
7,833 |
31,775 |
|||||||
Условие отсутствия подрезания |
|
|
выполнено |
выполнено |
||||||
Условие отсутствия интерференции |
|
|
выполнено |
выполнено |
||||||
Нормальная толщина зуба на поверхности вершин, мм |
|
1,521 |
1,621 |
|||||||
Минимально рекомендованное значение нормальной толщины зуба на поверхности вершин при поверхностном упрочнении зубьев, мм |
|
0,8 |
||||||||
Условие отсутствия заострения |
|
|
выполнено |
выполнено |
||||||
Удельное скольжение профилей зубьев в нижних точках активных профилей зубьев |
|
-0,91648 |
-0,58254 |
|||||||
Коэффициент торцового перекрытия |
|
1,788 |
||||||||
Рекомендованное значение коэффициента торцового перекрытия |
|
1,2 |
||||||||
Коэффициент перекрытия |
|
1,788 |
Таблица 1. Расчёт на прочность при действии максимальной нагрузки цилиндрической зубчатой передачи внешнего зацепления (по ГОСТ 21354-87) |
|||
Наименование и обозначение параметра |
|
|
|
Исходные данные |
|||
Число зубьев |
|
40 |
110 |
Модуль, мм |
|
2,75 |
|
Угол наклона зубьев на делительном цилиндре |
|
0°00'00" |
|
Угол профиля исходного контура |
|
20°00'00" |
|
Ширина зубчатого венца, мм |
|
60 |
65 |
Коэффициент смещения исходного контура |
|
+0,7205 |
+1,4319 |
Степень точности |
|
7-C |
7-C |
Вариант схемы расположения передачи |
|
5 |
|
Марка материала |
|
|
|
|
|
||
Твердость активных поверхностей зубьев, HRC |
|
30 |
30 |
Расчётная нагрузка (крутящий момент на ведущем колесе), Н*м |
|
169,6 |
|
Частота вращения ведущего колеса, об/мин |
|
410 |
|
Определяемые параметры |
|||
Окружная скорость в зацеплении, м/с |
|
2,361 |
|
Расчёт на контактную прочность |
|||
Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий |
|
1,254 |
|
Удельная окружная динамическая сила, Н/мм |
|
5,842 |
|
Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении до зоны резонанса |
|
1,09 |
|
Окружная сила на делительном цилиндре, Н |
|
3083,636 |
|
Удельная расчетная окружная сила, Н/мм |
|
88,39 |
|
Расчётное контактное напряжение, МПа |
|
418,452 |
|
Допускаемое контактное напряжение, МПа |
|
2332 |
2332 |
Коэффициент запаса по контактным напряжениям |
|
5,573 |
5,573 |
Расчёт на прочность при изгибе |
|||
Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий |
|
1,231 |
|
Удельная окружная динамическая сила, Н/мм |
|
15,58 |
|
Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении до зоны резонанса |
|
1,241 |
|
Окружная сила на делительном цилиндре, Н |
|
3083,636 |
|
Удельная расчетная окружная сила, Н/мм |
|
98,786 |
|
Расчётное напряжение изгиба, МПа |
|
119,003 |
121,849 |
Допускаемое напряжение изгиба, МПа |
|
358 |
310 |
Коэффициент запаса по напряжениям изгиба |
|
3 |
2,5 |
4.6. Определяем окружную скорость в зацеплении
Определяем степень точности-7 и вид сопряжения-С
4.7. Расчет на прочность
,
– коэффициенты, учитывающие
внутренние динамические нагрузки
зацепления.
Определяем, исходя из окружной скорости и степени точности:
– коэффициент неравномерности
распределения нагрузки по ширине венца:
4.7.1. Удельная расчетная окружная сила
;
4.7.2. Расчетное контактное напряжение:
*
418
МПа
коэффициент, определяющий механические
свойства шестерней и колес. Для стали
=275
коэффициент, учитывающий существование
двухпарного зацепления. Для прямозубых
передач
=1
Знак «+» применяется в случаях передач с внешним зацеплением
Знак «-» применяется при внутреннем зацеплении
4.7.3 Выбор материалов и определение допускаемых контактных напряжений
где
-
базовый предел выносливости поверхностей
зубьев по контактным напряжениям
В качестве термообработки выберем объемную закалку.
– коэффициент безопасности,
–
коэффициент долговечности,
Далее
идет подбор материала шестерни и колеса.
–
твердость колеса по Роквеллу.
Соответствующая этому значению твердость колеса по Бринеллю будет равна: HB2 =275.
HB1 = HB2 +50 =325– твердость шестерни по Бринеллю.
В зависимости от твердости по таблицам подбирается материал.
Материал шестерни – Сталь 45;
Материал колеса – Сталь 45.
= 38 – твердость шестерни по Роквеллу
834
МПа
Определяем коэффициент долговечности для шестерни и колеса:
где
-
базовое число циклов, при котором
наступает предел выносливости;
=30*3252.4=32*106
=30*2752.4=21*106
=