Добавил:
Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.
Вуз: Предмет: Файл:
IVAN / DIPLOM.DOC
Скачиваний:
23
Добавлен:
16.04.2013
Размер:
1.47 Mб
Скачать

Расчет передач редуктора

Берем унифицированный редуктор и проверяем его передачи на контактную прочность и напряжения изгиба в соответствии с нашими нагрузками.

Редуктор состоит из 4-х цилиндрических прямозубых передач.

Основные параметры передач редуктора

Число зубьев

Модуль передачи

Передаточное число Межосевое расстояние

=9

=51

=0.4

=5.67

=12 мм

=18

=48

=0.4

=2.67

=13.2 мм

=18

=45

=0.4

=2.5

=12.6 мм

=17

=35

=0.5

=2.05

=13мм

  1. Считаем для передачи

Параметры передачи необходимые для расчета:

  1. Число зубьев: шестерни -=17, колеса -=35.

  2. Передаточное число =2.05.

  3. Межосевое расстояние =13 мм.

  4. Модуль передачи =0.5.

  5. Момент на ведомом колесе:

H м

Где - КПД 1-й пары подшипников качения,

- передаточное число открытой цилиндрической передачи,

- КПДоткрытой цилиндрической передачи

  1. материалы зубчатых колес:

  • шестерни – сталь 40X (улучшение), твердостью HB=270,

  1. колеса – сталь 40X (улучшение), твердостью HB=260.

  1. Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса по формуле(7.7) и табл. 7.3.

для шестерни:

MПа,

MПа;

где - базовый предел контактной выносливости;

- коэффициент безопасности, для равномерной структуры (улучшение) =1.1.

для колеса:

MПа,

MПа;

В качестве расчетного допускаемого напряжения принимаем меньшее из двух, т.е. - =536 Mпа.

Допускаемые напряжения изгиба по формуле (7.3) и табл.7.4:

для шестерни: Mпа;

=260+ HB= 260+270=530 МПа;

для колеса: Mпа;

=260+ HB= 260+260=520 МПа;

где - базовый предел выносливости зубьев по излому(в зависимости от материала и термообработки);

- коэффициент безопасности;

- коэффициент, учитывающий влияние реверсивности приложения нагрузки;

  1. Определяем диаметры делительных окружностей:

  • шестерни: мм

  • колеса: мм.

  1. Окружное усилие в зацеплении:

H

  1. Считаем -коэффициент ширины зубчатого венца колеса относительно межосевого расстояния. По табл. 1.8 определяем 0.25и определяем расчетную ширину колес:

мм

по принимаем 4 мм.

  1. Фактическое контактное напряжение:

МПа

Здесь - коэффициент, зависящий от формы сопряженных поверхностей зубьев; для передач, составленных из нулевых колес ;

- коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных колес; для стальных колес =275 МПа;

- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий; для прямозубых передач =1.

- коэффициент расчетной нагрузки;

- коэффициент концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца, -коэффициент динамичности нагрузки; определяются из табл.1.6, табл.1.7 и формулы (1.6)

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями; для прямозубых передач =1.

Таким образом МПа

  1. Выполним проверочный расчет зубьев по напряжениям изгиба. По табл.1.10 в зависимости от

и

определяем

и

Вычисляем отношения

; ;

Расчет ведем по материалу шестерни, т.к.

.

Считаем:

МПа;

где - коэффициент формы зуба;

- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, для прямозубых передач =1;

- коэффициент, зависящий от угла наклона зубьев,

;

- коэффициент расчетной нагрузки;

- коэффициент концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца, -коэффициент динамичности нагрузки; определяются табл.1.6, табл.1.7 и формулой (1.6).

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для прямозубых передач =1.

Таким образом

=218.23 МПа.

  1. КПД цилиндрической передачи:

или 86%

где - поправочный коэффициент, учитывающий влияние нагрузки на КПД;

- коэффициент перекрытия, =1.5;

- коэффициент трения, =0.6.

  1. Считаем для передачи

Параметры передачи необходимые для расчета:

  1. Число зубьев: шестерни -=18, колеса -=45.

  2. Передаточное число =2.5.

  3. Межосевое расстояние =12.6 мм.

  4. Модуль передачи =0.4.

  5. Момент на ведомом колесе:

H м

Где - КПД 1-й пары подшипников качения,

- число пар подшипников,

- передаточное число открытой цилиндрической передачи,

- КПД открытой цилиндрической передачи.

  1. материалы зубчатых колес:

  • шестерни – сталь 40X (улучшение), твердостью HB=270,

  • колеса – сталь 40X (улучшение), твердостью HB=260.

  1. Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса по формуле(7.7) и табл. 7.3.

для шестерни:

MПа,

MПа;

где - базовый предел контактной выносливости;

- коэффициент безопасности, для равномерной структуры (улучшение) =1.1.

для колеса:

MПа,

MПа;

В качестве расчетного допускаемого напряжения принимаем меньшее из двух, т.е. - =536 MПа.

Допускаемые напряжения изгиба по формуле (7.3) и табл.7.4:

для шестерни: MПа;

=260+ HB= 260+270=530 МПа;

для колеса: MПа;

=260+ HB= 260+260=520 МПа;

где - базовый предел выносливости зубьев по излому(в зависимости от материала и термообработки);

- коэффициент безопасности;

- коэффициент, учитывающий влияние реверсивности приложения нагрузки;

  1. Определяем диаметры делительных окружностей:

  • шестерни: мм

  • колеса: мм.

  1. Окружное усилие в зацеплении:

H

  1. Считаем -коэффициент ширины зубчатого венца колеса относительно межосевого расстояния. По табл. 1.8 определяем 0.3и определяем расчетную ширину колес:

мм

по принимаем 4 мм.

  1. Фактическое контактное напряжение:

МПа

Здесь - коэффициент, зависящий от формы сопряженных поверхностей зубьев; для передач, составленных из нулевых колес ;

- коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных колес; для стальных колес =275 МПа;

- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий; для прямозубых передач =1.

- коэффициент расчетной нагрузки;

- коэффициент концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца, -коэффициент динамичности нагрузки; определяются из табл.1.6, табл.1.7 и формулой (1.6)

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями; для прямозубых передач =1.

Таким образом МПа

  1. Выполним проверочный расчет зубьев по напряжениям изгиба. По табл.1.10 в зависимости от

и

определяем

и

Вычисляем отношения

; ;

Расчет ведем по материалу шестерни, т.к.

.

Считаем:

МПа;

где - коэффициент формы зуба;

- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, для прямозубых передач =1;

- коэффициент, зависящий от угла наклона зубьев,

;

- коэффициент расчетной нагрузки;

- коэффициент концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца, -коэффициент динамичности нагрузки; определяются табл.1.6, табл.1.7 и формулой (1.6)

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для прямозубых передач =1.

Таким образом

=218.23 МПа.

  1. КПД цилиндрической передачи:

или 85%

где - поправочный коэффициент, учитывающий влияние нагрузки на КПД;

- коэффициент перекрытия, =1.5;

- коэффициент трения, =0.6.

  1. Считаем для передачи

Параметры передачи необходимые для расчета:

  1. Число зубьев: шестерни -=18, колеса -=48.

  2. Передаточное число =2.67.

  3. Межосевое расстояние =13.2 мм.

  4. Модуль передачи =0.4.

  5. Момент на ведомом колесе:

H м

Где - КПД 1-й пары подшипников качения,

- число пар подшипников,

- передаточное число открытой цилиндрической передачи,

- КПД открытой цилиндрической передачи.

  1. материалы зубчатых колес:

  • шестерни – сталь 40X (улучшение), твердостью HB3=270,

колеса – сталь 40X (улучшение), твердостью HB4=260.

  1. Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса по формуле(7.7) и табл. 7.3.

для шестерни:

MПа,

MПа;

где - базовый предел контактной выносливости;

- коэффициент безопасности, для равномерной структуры (улучшение) =1.1.

для колеса:

MПа,

MПа;

В качестве расчетного допускаемого напряжения принимаем меньшее из двух, т.е. - =536 MПа.

Допускаемые напряжения изгиба по формуле (7.3) и табл.7.4:

для шестерни: MПа;

=260+ HB3= 260+270=530 МПа;

для колеса: MПа;

=260+ HB4= 260+260=520 МПа;

где - базовый предел выносливости зубьев по излому(в зависимости от материала и термообработки);

- коэффициент безопасности;

- коэффициент, учитывающий влияние реверсивности приложения нагрузки;

  1. Определяем диаметры делительных окружностей:

  • шестерни: мм

  • колеса: мм.

  1. Окружное усилие в зацеплении:

H

  1. Считаем -коэффициент ширины зубчатого венца колеса относительно межосевого расстояния. По табл. 1.8 определяем 0.3и определяем расчетную ширину колес:

мм

по принимаем 4 мм.

  1. Фактическое контактное напряжение:

МПа

Здесь - коэффициент, зависящий от формы сопряженных поверхностей зубьев; для передач, составленных из нулевых колес ;

- коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных колес; для стальных колес =275 МПа;

- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий; для прямозубых передач =1.

- коэффициент расчетной нагрузки;

- коэффициент концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца, -коэффициент динамичности нагрузки; определяются из табл.1.6, табл.1.7 и формулой (1.6)

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями; для прямозубых передач =1.

Таким образом МПа

  1. Выполним проверочный расчет зубьев по напряжениям изгиба. По табл.1.10 в зависимости от

и

определяем

и

Вычисляем отношения

; ;

Расчет ведем по материалу шестерни, т.к.

.

Считаем:

МПа;

где - коэффициент формы зуба;

- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, для прямозубых передач =1;

- коэффициент, зависящий от угла наклона зубьев,

;

- коэффициент расчетной нагрузки;

- коэффициент концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца, -коэффициент динамичности нагрузки; определяются табл.1.6, табл.1.7 и формулой (1.6)

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для прямозубых передач =1.

Таким образом

=218.23 МПа.

  1. КПД цилиндрической передачи:

или 60%

где - поправочный коэффициент, учитывающий влияние нагрузки на КПД;

- коэффициент перекрытия, =1.5;

- коэффициент трения, =0.6.

  1. Считаем для передачи

Параметры передачи необходимые для расчета:

  1. Число зубьев: шестерни -=9, колеса -=51.

  2. Передаточное число =5.67.

  3. Межосевое расстояние =12 мм.

  4. Модуль передачи =0.4.

  5. Момент на ведомом колесе:

H м

Где - КПД 1-й пары подшипников качения,

- число пар подшипников,

- передаточное число открытой цилиндрической передачи,

- КПД открытой цилиндрической передачи.

  1. материалы зубчатых колес:

  • шестерни – сталь 40X (улучшение), твердостью HB1=270,

  • колеса – сталь 40X (улучшение), твердостью HB2=260.

  1. Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса по формуле(7.7) и табл. 7.3.

для шестерни:

MПа,

MПа;

где - базовый предел контактной выносливости;

- коэффициент безопасности, для равномерной структуры (улучшение) =1.1.

для колеса:

MПа,

MПа;

В качестве расчетного допускаемого напряжения принимаем меньшее из двух, т.е. - =536 MПа.

Допускаемые напряжения изгиба по формуле (7.3) и табл.7.4:

для шестерни: MПа;

=260+ HB1= 260+270=530 МПа;

для колеса: MПа;

=260+ HB2= 260+260=520 МПа;

где - базовый предел выносливости зубьев по излому(в зависимости от материала и термообработки);

- коэффициент безопасности;

- коэффициент, учитывающий влияние реверсивности приложения нагрузки;

  1. Определяем диаметры делительных окружностей:

  • шестерни: мм

  • колеса: мм.

  1. Окружное усилие в зацеплении:

H

  1. Считаем -коэффициент ширины зубчатого венца колеса относительно межосевого расстояния. По табл. 1.8 определяем 0.25и определяем расчетную ширину колес:

мм

по принимаем 3 мм.

  1. Фактическое контактное напряжение:

МПа

Здесь - коэффициент, зависящий от формы сопряженных поверхностей зубьев; для передач, составленных из нулевых колес ;

- коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных колес; для стальных колес =275 МПа;

- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий; для прямозубых передач =1.

- скоэффициент расчетной нагрузки;

- коэффициент концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца, -коэффициент динамичности нагрузки; определяются из табл.1.6, табл.1.7 и формулой (1.6)

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями; для прямозубых передач =1.

Таким образом МПа

  1. Выполним проверочный расчет зубьев по напряжениям изгиба. По табл.1.10 в зависимости от

и

определяем

и

Вычисляем отношения

; ;

Расчет ведем по материалу шестерни, т.к.

.

Считаем:

МПа;

где - коэффициент формы зуба;

- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, для прямозубых передач =1;

- коэффициент, зависящий от угла наклона зубьев,

;

- коэффициент расчетной нагрузки;

- коэффициент концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца, -коэффициент динамичности нагрузки; определяются табл.1.6, табл.1.7 и формулой (1.6)

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для прямозубых передач =1.

Таким образом

=218.23 МПа.

Тут вы можете оставить комментарий к выбранному абзацу или сообщить об ошибке.

Оставленные комментарии видны всем.

Соседние файлы в папке IVAN