- •Министерство образования и науки Российской Федерации
- •«Санкт-Петербургский государственный технологический университет растительных полимеров»
- •1. Краткое описание привода…………………………………………………………….4
- •2. Исходные данные……………………………………………………………………….4
- •3. Предварительный расчет привода…………………………………………………...4
- •4. Расчет цилиндрической косозубой передачи……………………………………….7
- •5. Расчет червячной передачи…………………………………………………………..14
- •6 . Предварительный расчет валов редуктора…………………………………..……20
- •7 . Расчет вала на прочность…………………………………………………….……..24
- •8. Проверочный расчет вала……….…………………………………………………………………………….……...30
- •9. Проверочный расчет вала в сечении под подшипником
- •9. Расчет открытой конической зубчатой передачи………………………………………………...33
- •11. Расчет подшипников…………………………………………………………….…..35
- •4. Расчет цилиндрической косозубой передачи.
- •5. Расчет червячной передачи.
- •6 Предварительный расчет валов редуктора .
- •6.1. Входной вал.
- •6.2. Промежуточный вал - червяк.
- •6.3. Выходной вал
- •7. Расчет промежуточного вала на прочность.
- •8. Проверочный расчет вала.
- •9. Проверочный расчет вала в сечении под подшипником.
- •10. Расчет открытой конической зубчатой передачи.
- •11. Расчет подшипников.
- •12. Выбор муфты.
- •13. Определение уровня масла.
4. Расчет цилиндрической косозубой передачи.
Исходные данные:
Передаточное число ;
Частота вращения шестерни ;
Частота вращения колеса ;
Вращающий момент на шестерни ;
Срок службы передачи при трехсменной работе 8 лет.
Нагрузка постоянная, равномерная.
4.1. Выбор материалов и термической обработки колес.
При невысоких требованиях к размерам редуктора выбираем материалы для шестерни сталь 40Х, термообработка – улучшение, твердость, средняя твердость;
для колеса сталь 40Х, термообработка – улучшение, твердость , средняя твердость;
4.2. Определение допускаемых контактных напряжений.
где предел контактной выносливости при базовом числе циклов
напряжений
для шестерни ;
для колеса ;
коэффициент запаса прочности,
коэффициент долговечности.
Базовое число циклов напряжений:
для шестерни ;
для колеса .
Расчетное число циклов за весь срок службы передачи при постоянном режиме нагружения
где частота вращения шестерни, колеса,;
число зацеплений зуба за один оборот колеса. Для нереверсивной передачи ;
срок службы передачи
,ч,
где число лет работы передачи,лет;
коэффициент годового использования передачи, ;
число смен работы передачи в сутки, .
ч,
Расчетное число циклов напряжений:
для шестерни ;
для колеса .
Для длительно работающих передач при коэффициент долговечности равен
для шестерни ;
для колеса .
Допускаемые контактные напряжения:
для шестерни ;
для колеса .
Расчетное допускаемое контактное напряжение
= ] = 441,01МПа.
4.3. Определение допускаемых напряжений изгиба.
.
где предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий
базовому числу циклов напряжений
для шестерни ;
для колеса ;
коэффициент запаса прочности,
коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной
поверхности между зубьями,
коэффициент, учитывающий способ получения заготовки шестерни и
колеса,
коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения
нагрузки. При нереверсивной передаче
коэффициент долговечности
,
где базовое число циклов напряжений. Для сталей.
Так как расчетное число циклов напряжений для шестерни и для колесабольше базового числа циклов, то принимаем.
Допускаемые напряжения изгиба:
для шестерни ;
для колеса .
4.4. Определение межосевого расстояния.
,
где вспомогательный коэффициент;
передаточное число, ;
вращающий момент на шестерне, ;
коэффициент нагрузки. Для косозубой передачи предварительно
принимаем ;
коэффициент ширины колеса.
.
Принимаем из ряда стандартных чисел .
4.5. Определение модуля передачи.
Минимальное значение модуля из условия прочности на изгиб
,
где для прямозубой передачи;
ширина венца колеса
Принимаем
Максимально допустимый модуль передачи
.
Принимаем по ГОСТ 9563-80 стандартное значение окружного модуля
4.6. Определение суммарного числа зубьев шестерни и колеса.
Принимаем
Принимаем
4.7. Определение числа зубьев шестерни и колеса.
Принимаем
Так как , то зубчатые колеса изготавливаются без смещения исходного контура.
Число зубьев колеса
.
4.8. Уточнение передаточного числа.
Отклонение от заданного передаточного числа
4.9. Уточнение угла наклона зубьев
;
4.10. Определение размеров зубчатых колес.
Делительные диаметры:
шестерни ;
колеса .
Диаметры вершин зубьев:
шестерни ;
колеса .
Диаметры впадин зубьев:
шестерни ;
колеса .
Ширина зубчатого венца:
колеса ;
шестерни .
4.11. Размеры заготовок.
Диаметр заготовки шестерни
.
Для колеса с выточками:
толщина диска ;
толщина обода заготовки колеса .
Предельные размеры заготовок для стали 40Х:
Условие пригодности заготовки выполняется, так как
4.12. Определение усилий в зацеплении.
Окружная сила
;
Радиальная сила
.
Осевая сила
.
4.13. Проверочный расчет передачи на контактную прочность.
где коэффициент, учитывающий механические свойства
материалов сопряженных колес;
коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий.
Для косозубых колес
коэффициент торцевого перекрытия,
;
коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей
зубьев. Для прямозубых передач;
=(1/20,71)=2,41.
где делительный угол профиля в торцевом сечении
;
основной угол наклона зубьев
фактическое передаточное число;
коэффициент нагрузки
где коэффициент, учитывающий неравномерность распределения
нагрузки по длине контактных линий.
При , твердости зубьев колеси симметричном расположении колес относительно опор;
коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку.
Окружная скорость колес
.
Для косозубой передачи назначаем 8-ю степень точности изготовления.
При и 8-й степени точности изготовления передачи.
коэффициент, учитывающий распределение нагрузи между зубьями. При v 3,42м/с и с 8-й степени точности 1,06;
Расчетное контактное напряжение
= 426МПа[] = 441,01МПа.
Отклонение расчетного напряжения от допускаемых контактных напряжений
Недогрузка передачи составляет 3%, что допустимо.
4.14. Проверочный расчет передачи на выносливость при изгибе.
где коэффициент нагрузки;
коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию
напряжений
,
Для косозубых передач без смещения исходного контура ;
эквивалентное число зубьев колес:
для шестерни ;
для колеса
коэффициент, учитывающий наклон зуба,
15,74/120=0,8688;
коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев,
;
Коэффициент нагрузки ,
где коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку. Прии 8-й степени точности
коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий
коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, 1,13.
Тогда
Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса
Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни