- •1. Кинематический и силовой расчет передачи
- •1.2 Определение крутящиго момент и частоту вращения
- •2 Выбор материала и определение допускаемых напряжений
- •3 Геометрический расчет передачи
- •4 Проверочный расчет зубьев передачи на прочность
- •5 Конструктивная разработка и расчет валов
- •5.1 Конструктивная разработка и расчет быстроходного вала
- •5.1.1 Выбор муфты
- •5.1.2 Разработка эскиза быстроходного вала
- •5.1.3 Выбор шпонки и проверочный расчет шпоночного соединения
- •5.1.4 Определение сил, действующих на быстроходный вал
- •5.1.5 Определение реакций в опорах и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов
- •5.1.6 Расчет быстроходного вала на сопротивление усталости
- •5.2 Конструктивная разработка и расчет тихоходного вала
- •5.2.1 Выбор муфты
- •5.2.2 Разработка эскиза тихоходного вала
- •5.2.3 Выбор шпонок и проверочный расчет шпоночного соединения
- •5.2.4 Определение сил, действующих на тихоходный вал
- •5.2.5 Определение реакций в опорах и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов
- •5.2.6 Расчет тихоходного вала на сопротивление усталости
- •6 Подбор и расчет подшипников
- •6.1. Быстроходный вал
- •6.2 Тихоходный вал
- •7 Конструктивная разработка элементов редуктора
- •7.1 Зубчатое колесо
- •7.2 Крышки подшипниковых узлов
- •7.3 Корпус и крышка редуктора
- •8 Выбор смазки редуктора
3 Геометрический расчет передачи
Принимаем профиль зуба эвольвентный, угол профиля исходного контура a=20°(СТ СЭВ 308-76), коэффициент смещения исходного профиля Х=0.
Определяем межосевое расстояние:
(3.1)
где Ка – обобщенный коэффициент, Ка = 430;
Т2 – крутящий момент на тихоходном валу, Н×м;
КНb - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба;
yba – коэффициент ширины венца колеса.
Коэффициент КНb определяют по таблице 3.1 в зависимости от НВ и ybd:
(3.2)
КНB=1,4.
мм
Округляем аw в большую сторону до стандартного по СТ СЭВ 229-75:
аw =225 мм.
Определяем рабочую ширину колеса и шестерни:
(3.3)
(3.4)
Полученные значения округляем до целых чисел.
мм Принимаем 90мм.
мм
Ориентировочно определяем величину модуля:
(3.5)
Окончательно принимаем его значение по СТ СЭВ 310-76, но не менее 1,5 мм.
Минимальный угол наклона зубьев для косозубых и шевронных колес соответственно:
(3.6)
Для прямозубых передач минимальный угол наклона не определяется и принимается равным 0. Рекомендуемые пределы угла наклона зубьев для косозубых колес 8 – 18о, для шевронных колес 24 – 42о
Определяем суммарное число зубьев:
(3.7)
Полученное значение округляем до целого числа .
Уточняем угол наклона зубьев:
(3.8)
Находим число зубьев на шестерне и колесе:
(3.9)
Число зубьев на шестерне должно быть не менее 17.
Принимаем
Уточняем фактическое передаточное число:
(3.10)
Отклонение от заданного передаточного числа не должно превышать 3%:
(3.11)
Определяем делительные диаметры шестерни и колеса:
(3.12)
мм
мм
Определяем диаметры вершин зубьев шестерни и колеса:
(3.13)
мм
мм
Определяем диаметры впадин зубьев шестерни и колеса:
(3.14)
мм
мм
Проверяем межосевое расстояние передачи:
(3.15)
мм
Определяем окружную скорость:
(3.16)
Выбираем степень точности изготовления передачи 9
4 Проверочный расчет зубьев передачи на прочность
Расчет передачи на прочность проводим по ГОСТ 21354-75 (с некоторыми упрощениями).
Проверочный расчет зубьев передачи на контактную выносливость:
(4.1)
где Zm=275 – коэффициент, учитывающий механические свойства материала колес;
ZH – коэффициент, учитывающий форму колес сопряженных поверхностей зубьев:
(4.2)
Ze - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, для косозубой передачи:
(4.3)
где ea - коэффициент торцового перекрытия,
(4.4)
KHV – коэффициент динамической нагрузки определяем по таблице 4.1: KHV=1,04
KHa - коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями, определяем по таблице 4.2: KHa =1,16
Полученные действительные контактные напряжения должны быть меньше допускаемых напряжений.
(4.5)
Проверочный расчет зубьев передачи на изгибную выносливость.
Расчет по напряжениям изгиба производим по формулам:
(4.6)
(4.7)
где YF – коэффициент формы зуба;
Yb – коэффициент, учитывающий угол наклона зубьев;
KFb – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба (таблица 3.1);
KFV – коэффициент динамической нагрузки;
KFa – коэффициент распределения нагрузки между зубьями.
Определим величины, входящие в формулу (4.6).
YF1 и YF2 определяем по таблице 4.3.в зависимости от эквивалентного числа зубьев:
(4.8)
YF1=3,9
YF2=3,6
Коэффициент Yb, учитывающий угол наклона зубьев:
(4.9)
Коэффициент KFV определяем по таблице 4.4. KFV=1,1
Коэффициент KFa определяем по таблице 4.5. KFa =1,0
Проверка прочности зубьев при перегрузке.
При действии кратковременных перегрузок зубья проверяют на пластическую деформацию или хрупкий излом от максимальной нагрузки. По условиям задания максимальная нагрузка =1,6.
Расчет на контактную прочность по максимальному контактному напряжению.
Расчет производят для колеса по формуле:
(4.10)
где sН – расчетное контактное напряжение, вызываемое расчетным контактным моментом (ранее определено по формуле (4.1);
[sН]max – допускаемое максимальное контактное напряжение;
При термообработке нормализация, улучшение или объемная закалка, [sН]max = 2,8×sТ (4.11)
где: sТ – предел текучести материала (таблица 2.2).
[sН]max = 2,8×320=896МПа
Расчет по максимальному напряжению на изгиб:
(4.13)
где sF – меньшее из значений изгибающего напряжения, рассчитанных по формулам (4.6) и (4.7);
[sF]max – допускаемое максимальное напряжение на изгиб:
при НВ 350 [sF]max = 0,8×sТ (4.14)
[sF]max = 0,8×320=256 МПа