- •Розрахунково-пояснювальна записка
- •Дніпропетровськ 2011
- •1.Кінематичний розрахунок 3
- •2.Розрахунок на міцність зубчатої пари 4
- •2.2 Міжцентрова відстань
- •2.3 Ширина колес
- •2.4Перевірка міцності колес за напругою згину
- •Геометричні розміри колiс
- •3. Розрахунок вала на міцність
- •3.1 Зусилля в зачепленні
- •3.2 Швидкохідний вал
- •4.Вибір конструктивних розмiрiв зубчастих колiс
- •4.1. Шестерня
- •4.2. Колесо
- •5. Підбір і перевірка шпонок
- •5.1. Шпонка на ведучому валу під муфтою
- •6.Вибiр пiдшипникiв кочення
- •6.1 Підшипники для швидкохідного вала
- •7.Змащування редуктора
- •7.1 Вибір системи змащування зачеплення
- •7.2 Необхідна в'язкість і сорт масла
- •7.3 Потрібна кількість масла
- •7.4 Глибина занурення колiс
- •7.5 Спосіб змащування підшипників
- •8. Корпус редуктора
- •8.1 Матеріал корпусу і кришки редуктора
- •8.2 Розміри корпусу
- •8.3 Кріплення корпусу
- •8.4 Гнізда підшипників
- •8.5 Пояси корпусу
- •8.6 Елементи для підйому редуктора
- •9. Кришки підшипників
- •9.Посадки підшипників зубчастих коліс та муфт
- •9.1 Підшипники
- •Закінчення
- •Список використаної лiтератури
2.2 Міжцентрова відстань
Для косозубих передач міжцентрова відстань визначається за формулою:
де кгс/см2 = – середнє контактне напруження для шестернi і колеса;
- момент, який крутить на веденому валу.
Визначимо за формулою:
Тоді:
Відповідно до стандарту [в 4], приймаемо: а=80 мм.
2.3 Ширина колес
Визначимо ширину колес за формулою:
,
де – ширина колеса тихохідного вала.
,
де - ширина колеса швидкохідного вала
2.4Перевірка міцності колес за напругою згину
При перевірці міцності колес порівнюють дійсне напруження з допустимою. Допустиме напруження згину при розрахунку на витривалість:
,
де σFlimb – базова межа витривалості зуб’їв на злам від напруження згину;
– коефіцієнт, що враховує шорсткість поверхні зуб’їв; приймаємо
;
– коефіцієнт, що враховує розміри зубчатого колеса (масштабний
фактор); приймаємо ;
– коефіцієнт безпеки; приймаємо ;
– коефіцієнт, що враховує вплив двобічного прикладення
навантаження, яке виникає при реверсивному обертанні, у
сателітах планетарних передач; при однобічному навантаженні
– коефіцієнт довговічності – враховує вплив терміну дії та режиму
навантаження передачі.
Допустиме напруження для шестерні і колеса визначається за формулами:
;
Визначимо еквівалентне число циклів зміни напруги у колесі:
де
Враховуючi,щов i разiв, коли то робимо висновок:
, звiдси коефіцієнт довговічності .
Таким чином, допустиме напруження для шестерні і колеса :
=МПа
==МПа
Для визначення дійсного напруження згину необхідно:
-
вибрати модуль;
-
визначити дійсну кількість зуб’їв колес та кут нахилу зубців;
-
знайти еквівалентну кількість зуб’їв для визначення коефіцієнта форми зуб’їв;
-
визначити коефіцієнти т , що враховують специфіку роботи косизубих зуб’їв;
Нормальний модуль визначається за співвідношенням:
Значення модуля, відповідно до стандарту [в 4], приймаємо: .
Визначимо кількість зуб’їв шестерні та колеса, приймаючи заздалегідь кут нахилу зуб’їв .
Максимальну кількість зуб’їв обчислюємо відповідно до міцності зубців на згин:
Приймаємо
Число зуб’їв колеса визначаємо за формулою:
Остаточне значення кута нахилу зуб’їв:
тобто
Визначимо осьовий коефіцієнт перекриття для даного кута:
Для визначення коефіцієнтів форми зуб’їв і знайдемо еквівалентну кількість зуб’їв шестерні та колеса:
За значенням еквівалентних чисел зуб’їв виберемо значення коефіцієнті
форми зуб’їв :
Визначимо коефіцієнт Yβ – коефіцієнт, який враховує нахил дотичної лінії до основи зуба, нерівномірність епюри навантаження та роботу зуб’їв як пластини, а не як балки :
Коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зуб’ями, визначимо за формулою:
де
Таким чином:
Визначимо дійсні місцеві згину в зубi.
Оскільки матеріал шестерні міцніший, ніж матеріал колеса, а зуб шестерні тонший біля основи, ніж у колеса, розрахунок виконують за тим із зубчатих коліс, у якого менше відношення:
Розрахунок виконуємо по колесу
отже,
Умови міцності дотримуються.