2. Силовой и прочностной расчет зубчатых колес редуктора. Определение их основных параметров.

2.1. Выбор материала колес редуктора. (См. таблицу 3.2 (А.Е. Шейнблит))

2.1.1. Выбор материала:

шестерни – сталь 40Х

колеса – сталь 40Х

2.1.2 Выбор термической обработки:

шестерни – улучшение

колеса – улучшение

2.1.3 Выбор интервала твердости

шестерни – HB=269-302

колеса – HB=235-262

2.1.4 Определяем среднюю твердость зубьев

2.1.5. Определяем механические характеристики сталей для шестерни и колеса:

2.1.6. Выбор предельных размеров:

2.2 Определяем допускаемые контактные напряжения.

2.2.1 Определение допускаемых контактных напряжений первой ступени:

а) - предел контактной выностливости:

:

б) - коэффициент запаса прочности.

В)

Т.к. >, то принимаем=

Т.к. >, то принимаем=

г) - Коэффициент, учитывающий влияние шероховатости

принимаю

д) - Коэффициент, влияния окружной силы

принимаю

Т.к. меньше наименьшего допустимого контактного напряжения, то принимаю=

2.2.2 Определение допускаемых контактных напряжений второй ступени

:

а) - предел контактной выностливости:

:

б) - коэффициент запаса прочности.

В)

Т.к. >, то принимаем=

г) - Коэффициент, учитывающий влияние шероховатости

принимаю

д) - Коэффициент, влияния окружной силы

принимаю

Т.к. меньше наименьшего допустимого контактного напряжения, то принимаю=

2.2.3. Определяем допускаемые напряжения изгиба:

а) пределы выносливости:

б) коэффициент запаса прочности:

в) коэффициент долговечности:

г) принимаю коэффициент шероховатости

д) коэффициент нагрузки , т.к. нагрузка односторонняя.

2.3. Расчет быстроходной ступени:

Проектный расчет

2.3.1 Определяем главный параметр - межосевое расстояние a_w, мм:

где

а) К_а- вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач К_а= 43;

б) _a-b₂/a_w- коэффициент ширины венца колеса, равный 0,3;

в) и - передаточное число цилиндрической передачи u=3,64

г) Т₂- вращающий момент на промежуточном валу редуктора; 226,89Н^..м

Д) []_Н- допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом, []_Н= =463,91Н/мм²;(см. 3.2.1.д)

е) К_Н- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для

прирабатывающихся зубьев К_Н = 1.

Полученное значение межосевого расстояния a_wокругляем до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров:a_w=128 мм.

2.3.2. Определяем модуль зацепления т, мм:

где:

а) К_т- вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач К_т= 5,8;

б) d₂= 2a_wu/(u+1) - делительный диаметр колеса

d₂= 21203,68/(3,68+1) =200,82 (мм)

в) b₂=_aa_w- ширина венца колеса,

b₂= 0,3120 =38,40 (мм);

г) []_F- допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным

зубом, Н/мм²;

Полученное значение модуля mокругляем в большую сторону до стандартного из ряда чисел: т = 2,0 мм.

2.3.3. Определяем угол наклона зубьев _minдля косозубых передач:

2.3.4. Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:

z_ = z₁ + z₂ = 2a_wcos_min /m = 2128cos10,50/2 =125,86

Полученное значение z_округляем в меньшую сторону до целого числа:z_= 125

2.3.5. Уточняем действительную величину угла наклона зубьев для косозубой передачи: β = arсcos(z_т/(2a_w)) =arсcos(1252/2*128) =12,42926

2.3.6. Определяем число зубьев шестерни:

z₁=z_/(1+и) = 125/(1+3,64)=27;

2.3.7. Определяем число зубьев колеса:

z₂=z_-z₁= 125 – 27 = 98.

2.3.8. Определяем фактическое передаточное число u_фи проверяем его отклонениеи от заданного и:

и_ф=z₂/z₁ u=%4%

и_ф=z₂/z₁;= 98/27=3,63u=%=0,27%4%

2.3.9. Определяем фактическое межосевое расстояние:

a_w = (z₁ + z₂)т /2cos12,43 = (27+98)2/2cos 12,43=128мм

2.3.10. Определяем основные геометрические параметры передачи, мм.

Делительный диаметр:

шестерни d₁=mz₁ /cos = 227/cos 12,43=55,29 мм

колеса d₂=mz₂ /cos = 298/cos 12,43=200,70 мм

Диаметр вершин зубьев:

шестерни d_a1=d₁ +2m= 55,29 +22 = 59,29 мм

колеса d_a2=d₂ +2m=200,70+22 = 204,70 мм

Диаметр впадин зубьев:

шестерни d_f1=d₁ -2,4m= 55,29 -2,42 =50,49 мм

колеса d_f2=d₂ -2,4m= 200,70-2,42 = 195,90 мм

Ширина венца:

шестерни b₁=b₂ +(2…4) = 40,4 мм

колеса b₂=_aa_w= 0,3128= 38,4 мм

округляем до числа из ряда нормальных линейных размеров.

Проверочный расчет

11. роверяем межосевое расстояние:

a_w=(d₁+d₂)/2 = (55,29 +200,70)/2 = 128 мм.

2.3.12. Проверяем пригодность заготовок колес исходя из условий пригодности:

Диаметр заготовки шестерни:

D_заг=d_a1+6 = 59,29 +6 = 65,29 < 125 мм.

Размер заготовки колеса закрытой передачи:

S_заг=b₂+4 = 38,4+4 = 42,4 < 125 мм.

2.3.13. Проверяем контактные напряжения _Н, Н/мм²:

где:

а) К - вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач К _H= 376

б) F_t= 2T₂ 10 ³/d₂=2226,8910³/200,70= 2260,99H- окружная сила в зацеплении;

в) К_{H }- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

К_{H } = 1,118 так какv=₂d₂/(210 ³) = 20,59200,70 /2000 = 2,07 м/с;

г) K_Hv- коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной

скорости колес и степени точности передачи.

K_Hv= 1,03, так какv= 2,07 м/с;

Перегрузка разрешена по условию, но не более 5%. У меня перегрузка составляет

; Условию удовлетворяет.

2.3.14. Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни _F1и колеса_F2 , Н/мм²:

где:

а) m=2 - модуль зацепления, мм;

Ь₂=38,4 - ширина зубчатого венца колеса, мм;

F_t=2260,99 - окружная сила в зацеплении, Н;

б) К_F- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

К_F =1

в) К_F - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для

прирабатывающихся зубьев колес

К_F= 1;

г) K_Fv- коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной

скорости колес и степени точности передачи

K_Fv;= 1,07;

д) Y_F1иY_F2- коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. Для косозубых

колес определяются в зависимости от эквивалентного числа зубьев

шестерни z_v1=z₁ /cos³= 28,99 -Y_F1= 3,81;

колеса z_v2=z₂ /cos³= 105,21 -Y_F2= 3,60;

е) Y_ = 1 -°/140° =1-12,43/140= 0,9112 - коэффициент, учитывающий наклон зуба.

ж)

Параметры зубчатой косозубой цилиндрической передачи, мм

Проектный расчет

Параметр	Значение
Межосевое расстояние aw	128
Модуль зацепления m	2
Угол наклона зубьев 	12,43
Ширина зубчатого венца: шестерни b1 колеса b2	40,4 38,4
Диаметр делительной окружности: шестерни d1 колеса d2	55,29 200,70
Диаметр окружности вершин: шестерни dа1 колеса dа2	59,29 204,70
Диаметр окружности впадин: шестерни df1 колеса df2	50,49 195,90
Число зубьев: шестерни z1 колеса z2	27 98

Проверочный расчет

Параметр		Допускаемые значения	Расчетные значения	Примечание
Контактные напряжения Н, Н/мм2		463,91	470,76	Перегрузка +1,48%
Напряжения изгиба, Н/мм2	F1	293,90	109,36	--
	F2	255,81	103,33	--

2.4 Расчет тихоходной ступени.

Проектный расчет

2.4.1. Определяем главный параметр - межосевое расстояние a_w, мм:

где

а) К_а- вспомогательный коэффициент. Для прямозубой передачи К_а= 49,5;

б) _a-b₂/a_w- коэффициент ширины венца колеса, равный 0,35;

в) и - передаточное число цилиндрической передачи u=2,81

г) Т- вращающий момент на тихоходном валу редуктора; 618,43 (Н/мм²)

Д) []_Н- допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом, []_Н=463,91 Н/мм²;

е) К_Н- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для

прирабатывающихся зубьев К_Н = 1.

Полученное значение межосевого расстояния a_wокругляем до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров:a_w=191 мм.

3.4.2. Определяем модуль зацепления т, мм:

где

а) К_т- вспомогательный коэффициент. Для прямозубых передач К_т=6,8 ;

б) d₂= 2a_wu/(u+1) - делительный диаметр колеса

d₂= 21912,81/(2,81+1) =281,74мм

в) b₂=_aa_w- ширина венца колеса,

b₂= 0,35191 =66,85 мм;

г) []_F- допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным

зубом, Н/мм²;

Полученное значение модуля mокругляем в большую сторону до стандартного из ряда чисел:m= 3 мм.

2.4.3. Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:

z_=z₁+z₂= 2a_w/m= 2191/3 =127,33

Полученное значение z_округляем в меньшую сторону до целого числа:

z_= 127 мм

2.4.4. Определяем число зубьев шестерни:

z₁=z_/(1+и) = 127/(1+2,81)=33,33;z₁=33

2.4.5. Определяем число зубьев колеса:

z₂=z_-z₁= 127 – 33 = 94.

2.4.6. Определяем фактическое передаточное число u_фи проверяем его отклонениеи от заданного и:

и_ф=z₂/z₁ u=%4%

и_ф=z₂/z₁;= 94/33=2,85u=%=1,42%4%

2.4.7. Определяем фактическое межосевое расстояние:

a_w= (z₁+z₂)т /2 = (33+94)3/2=190,50 мм

2.4.8. Определяем основные геометрические параметры передачи, мм.

Делительный диаметр:

шестерни d₁=mz₁ = 333= 99 мм

колеса d₂=mz₂ = 394= 282 мм

Диаметр вершин зубьев:

шестерни d_a1=d₁ +2m= 99 +23 = 105 мм

колеса d_a2=d₂ +2m=282+23 = 288 мм

Диаметр впадин зубьев:

шестерни d_f1=d₁ -2,4m= 99 -2,43 =91,8 мм

колеса d_f2=d₂ -2,4m= 282-2,43 = 274,8 мм

Ширина венца:

шестерни b₁=b₂ +(2…4) = 68,85 мм

колеса b₂=_aa_w= 0,3191= 66,85 мм

округляем до числа из ряда нормальных линейных размеров.

Проверочный расчет

2.4.9.Проверяем межосевое расстояние:

a_w=(d₁+d₂)/2 = (99 +282)/2 = 190,5 мм.

2.4.10. Проверяем пригодность заготовок колес исходя из условий пригодности:

Диаметр заготовки шестерни:

D_заг=d_a1+6 = 105 +6 = 111 < 200 мм.

Размер заготовки колеса закрытой передачи:

S_заг=b₂+4 = 66,85+4 = 70,85 < 80 мм.

2.4.11. Проверяем контактные напряжения _Н, Н/мм²:

где:

а) К - вспомогательный коэффициент. Для прямозубых передач К _H=436

б) F_t= 2T₃ 10 ³/d₂=2618,4310³/282= 4386,03H- окружная сила в зацеплении;

в) К_{H }- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

К_H = 1;

г) K_Hv- коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной

скорости колес и степени точности передачи.

так как v=₃d₂/(210 ³) = 7,33282 /2000 = 1,0335 м/с;K_Hv= 1,05

Недогрузка разрешена по условию, но не более 10%. У нас недогрузка составляет

; Условию удовлетворяет.

2.4.12. Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни _F1и колеса_F2 , Н/мм²:

где:

а) m- модуль зацепления, мм;

Ь₂- ширина зубчатого венца колеса, мм;

F_t- окружная сила в зацеплении, Н;

б) К_F- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

К_F =1

в) К_F - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для

прирабатывающихся зубьев колес

К_F= 1;

г) K_Fv- коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной

скорости колес и степени точности передачи

K_Fv;= 1,13;

д) Y_F1иY_F2- коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. Для косозубых

колес определяются в зависимости от эквивалентного числа зубьев

шестерни z_v1=z₁ = 33 -Y_F1= 3,78

колеса z_v2=z₂ = 94 -Y_F2= 3,6;

е) Y_ = 1 - коэффициент, учитывающий наклон зуба.

Параметры зубчатой цилиндрической передачи, мм

Проектный расчет

Параметр	Значение
Межосевое расстояние aw	191
Модуль зацепления m	3
Угол наклона зубьев 	-
Ширина зубчатого венца: шестерни b1 колеса b2	68,85 66,85
Диаметр делительной окружности: шестерни d1 колеса d2	99 282
Диаметр окружности вершин: шестерни dа1 колеса dа2	105 288
Диаметр окружности впадин: шестерни df1 колеса df2	91,8 274,8
Число зубьев: шестерни z1 колеса z2	33 94

Проверочный расчет

Параметр		Допускаемые значения	Расчетные значения	Примечание
Контактные напряжения Н, Н/мм2		463,91	422,84	недогрузка -8,85%
Напряжения изгиба, Н/мм2	F1	293,90	93,41	--
	F2	255,81	88,97	--

3. СИЛОВОЙ И ПРОЧНОСТНОЙ РАСЧЕТ ОТКРЫТОЙ ПЕРЕДАЧИ, ОПРЕДЕЛЕНИЕ ЕЕ ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ

3.1 Проектный расчет

3.1.1. Принимаю сечение ремня - А

3.1.2 Определяю минимально допустимый диаметр ведущего шкива:

3.1.3. Задаю расчётный диаметр ведущего шкива:

3.1.4. Определяю диаметр ведомого вала:

а) u=2 – передаточное число ременной передачи

б) =0,01 – коэффициент скольжения

принимаю из нормального ряда

3.1.5. Определяю фактическое передаточное число и проверю отклонение

3.1.6. Определяю ориентировочное межосевое расстояние a, мм:

из нормального ряда принимаю a=193(мм)

3.1.7. Определяю расчетную длину ремня l, мм:

из стандартного ряда принимаю l=1000(мм)

3.1.8. Уточняю значение межосевое расстояние по стандартной длине:

4.1.9. Определяю угол обхвата ремнём ведущего шкива:

3.1.10. Определяю скорость ремня:

3.1.11. Определяю частоту пробегов ремня:

3.1.12. Определяю допускаемую мощность, передаваемую одним клиновым ремнём:

а) - допускаемая приведённая мощность

б) - характер нагрузки (спокойная)

в) - коэффициент угла обхватана меньшем шкиве

г) - коэффициент влияния отношения расчётной длины ремняк базовой

д) - коэффициент числа ремней в комплекте клиноременной передачи

3.1.13. Определяю количество ремней:

принимаюZ=4

3.1.14. Определяю силу предварительного натяжения , Н

одного клинового ремня

3.1.15. Определяю окружную силу, передаваемую комплектом клиновых ремней

3.1.16. Определяем силы натяжения ведущей и ведомойветвей, Н:

3.1.17. Определяю силу давления ремней:

3.2. Проверочный расчёт.

Проверка прочности одного клинового ремня на maxнапряжения в сечении ведущей ветви.

а) - напряжения растяжения.

- предварительное напряжения

А – площадь сечения

z– количество ремней

б) - напряжения изгиба

- модуль продольной упругости при изгибе

h=8(мм) – высота сечения

- расчетный диаметр ведущего шкива

в) - напряжения от центробежных сил

- плотность материала

- скорость ремня

г) - допустимое напряжение растяжения

Параметр	Значение	Параметр	Значение
Тип ремня	Клиновой	Частота пробегов ремня U1/c	8,39
Сечение ремня	А	Диаметр ведущего шкива d1, мм	112
Количество ремней	4	Диаметр ведомого шкива d2, мм	224
Межосевое расстояние, а	193	Максимум напряжения σmax, Н/мм2	8,642
Длина ремня	1000	Предварит. натяж .ремня F0, Н/мм	151,42
Угол обхвата малого шкива α1, град.	152,2	Сила давления ремня на вал Fоп, Н	1175,89