- •1. Разработка чертежа кинематической схемы привода.
- •1.1 Кинематическая схема привода.
- •1.2 Определение срока службы приводного устройства
- •2. Кинематические расчеты привода. Выбор двигателя
- •2.1.Определение номинальной мощности и номинальной частоты вращения двигателя.
- •2.2.Определение передаточного числа привода и его ступеней.
- •2.3.Определение силовых и кинематических параметров привода
- •Силовые и кинематические параметры привода
- •3.Выбор материала зубчатых передач. Определение допускаемых напряжений.
- •3.1. Выбор твердости, термообработки и материала колес.
- •3.2.Определение допускаемых контактных напряжений []н, н/мм2
- •3.3.Определение допускаемых напряжений изгиба [σ]f, н/мм2
- •4.Расчет зубчатых передач редукторов. Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи.
- •4.1.Определяем главный параметр – межосевое расстояние aw, мм.
- •Проверочный расчет.
- •5.Расчет поликлиновой ременной передачи.
- •Проверочный расчет.
- •6. Нагрузки валов редуктора.
- •7. Разработка чертежа общего вида редуктора.
- •10.2.Проверочный расчет подшипников тихоходного вала:
- •10. Разработка чертежа общего вида привода.
- •10.1. Зубчатые колеса.
- •10.2. Конструирование валов.
- •Конструкция тихоходного вала:
- •10.3. Выбор соединений.
- •10.3.1. Зубчатое колесо.
- •10.4.Конструирование подшипниковых узлов.
- •1.Конструктивное оформление подшипниковых узлов редуктора
- •2.Посадка подшипников.
- •3. Крепление колец подшипников на валу и в корпусе.
- •4.Крышки подшипниковых узлов.
- •5.Регулировочные устройства.
- •10.5.Конструирование корпуса редуктора.
- •10.5.1. Форма корпуса.
- •10.5.2. Фланцевые соединения.
- •10.5.3.Подшипниковые бобышки.
- •10.5.4.Детали и элементы корпуса редуктора.
- •Крышка люка редуктора с колпачковой отдушиной.
- •Фиксирование крышки корпуса штифтами.
- •Проушины для подъема редуктора в виде сквозных отверстий в корпусе.
- •Сливное отверстие на боковой стенке.
- •10.6. Конструирование элементов открытых передач.
- •Конструкция обода шкива поликлиноременной передачи.
- •10.7. Выбор муфт Определение расчетного момента и выбор муфты.
- •10.8. Смазывание. Смазочные устройства.
- •Смазывание зубчатого зацепления.
- •Смазывание подшипников.
- •11. Проверочные расчеты.
- •11.1 Проверочный расчет шпонок
- •11.2 Проверочный расчет стяжных винтов подшипниковых узлов.
- •11.3 Проверочный расчет валов на прочность
- •11.5 Результаты проверочных расчетов
- •Приложения
3.2.Определение допускаемых контактных напряжений []н, н/мм2
а) Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни KHL1 и колеса KHL2:
KHL1= KHL2=,
где NH0 – число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости; N – число циклов перемены напряжений за весь срок службы(наработка), N=573ϖLh. Здесь ϖ – угловая скорость соответствующего вала, 1/с; Lh – срок службы привода(ресурс),ч.
для шестерни N1=циклов,
для колеса N2=циклов.
NH01=NH02=16.5 106
Т.к. N1>NH01 и N2>NH02, то KHL1 = KHL2=1
б) Определяем допускаемое контактное напряжение []H01 и [σ]H02, соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений NH01 и NH02;
для шестерни []H01=1,8 НВ+ 67=Н/мм2
для колеса [σ]H02=1,8 НВ2ср+ 67= Н/мм2
в) Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни []H1 и колеса [σ]H2:
для шестерни []H1= KHL1[]H01=1580,9=580,9 Н/мм2
для колеса [σ]H2= KHL2[σ]H02=1514,3=514,3 Н/мм2
Т.к. НВ- НВ= 37>20, но 50, цилиндрическая зубчатая передача рассчитывается по меньшему значению [σ]Н из полученных для шестерни []H1 и колеса [σ]H2, т.е. по менее прочным зубьям
[σ]Н=[σ]H2=514,3Н/мм2
3.3.Определение допускаемых напряжений изгиба [σ]f, н/мм2
а) Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни КFL1=KFL2=
где NF0=4106 – число циклов перемены напряжений для всех сталей, соответствующее пределу выносливости; N – число циклов перемены напряжений за весь срок службы(наработка)
Т.к. N1>NF0 и N2> NF0, то КFL1= KFL2=1
б) Определяем допускаемое напряжение изгиба [σ]F01 и [σ]F02 соответствующее пределу изгибной выносливости при числе циклов перемены напряжений NF0:
для шестерни [σ]F01=1,03 НВ=1,03285,5=294,065
для колеса [σ]F02=1,03 НВ2ср=1,03248,5=255,955
в) определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни [σ]F1 и колеса [σ]F2:
для шестерни [σ]F1= КFL1[σ]F01=1294,065=294,065
для колеса [σ]F2= KFL2[σ]F02=1255,955=255,955
цилиндрическая зубчатая передача рассчитывается по меньшему значению [σ]F и из полученных для шестерни []F1и колеса [σ]F2, т.е. по менее прочным зубьям
[σ]F=[σ]F2=255.955Н/мм2
Для реверсивных передач [σ]F=255,9550,75=191,97
Элемент передачи |
Марка стали |
Dпред |
Термо – обработка |
НВ |
в |
-1 |
[σ]Н |
[σ]F |
Sпред |
НВ2ср |
Н/мм2 |
||||||
Шестерня
Колесо |
Сталь40Х |
125мм |
Улучшение
Улучшение
|
285,5
248,5 |
900
790 |
410
375 |
580,9
514,3 |
294,1
255,96 |
80мм |
||||||||
200мм |
||||||||
125мм |
4.Расчет зубчатых передач редукторов. Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи.
4.1.Определяем главный параметр – межосевое расстояние aw, мм.
,
а) Ka – вспомогательный коэффициент, для косозубых передач Ka=43;
б) - коэффициент ширины венца колеса, равный 0,28…0,36 – для шестерни, расположенной симметрично относительно опор в проектируемых нестандартных одноступенчатых цилиндрических редукторах;
в) u – передаточное число редуктора или открытой передачи, u=3;
г) Т2 – вращающий момент на тихоходном валу при расчете редуктора,Нм;
д) []н – допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом;
е) Кн - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев
Кн=1.
мм
По ГОСТу 6636-69 «Нормальные линейные размеры» принимаем aw=100мм.
4.2. Определяем модуль зацепления m, мм:
,
где а) Кm – вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач Кm=5.8;
б) - делительный диаметр колеса, мм; мм
в) - ширина венца колеса, мм; мм
г) [σ]F – допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом, Н/мм2;
мм
Принимаем стандартное значение m = 1,5мм.
4.3. Определяем угол наклона зубьев :
=
4.4. Определение суммарного числа зубьев шестерни и колеса:
Принимаем
4.5. Уточняем действительную величину угла наклона зубьев:
4.6. Определяем число зубьев шестерни:
4.7. Определяем число зубьев колеса:
4.8. Определяем фактическое передаточное число uф и проверяем его отклонение u от заданного u:
u = 0,95 %
4.9. Определяем фактическое межосевое расстояние:
4.10. Определяем фактические основные геометрические параметры передачи, мм:
Параметр |
Шестерня |
Колесо |
|
Диаметр |
Делитель - ный |
||
Вершин зубьев |
|||
Впадин зубьев |
|||
Ширина венца |
мм |
мм |