- •Петербургский государственный университет путей сообщения Кафедра «Теория машин и механизмов и робототехнические системы»
- •Проверил: Стукач а.В.
- •6.Нагрузки валов цилиндрического редуктора
- •1.Выбор электродвигателя и кинематический расчёт.
- •2. Выбор материала
- •2.1. Выбор материала зубчатой передачи
- •3. Расчет быстроходной передачи
- •3.1.Определяем главный параметр - межосевое расстояние aw, мм:
- •4. Нагрузки валов цилиндрического редуктора
- •4.1. Определение сил зацепления
- •5. Расчет тихоходной передачи
- •5.1. Определяем главный параметр - межосевое расстояние aw, мм:
- •6. Нагрузки валов цилиндрического редуктора
- •6.1. Определение сил зацепления
- •7.4. Предварительный выбор подшипников
- •7.5.Предварительный выбор шпонок
- •8. Проверочный расчет подшипников
- •9.Проверочный расчёт шпонок
- •10.Уточнённый расчёт тихоходного вала
- •11.Выбор уровня масла
- •12.Расчёт необходимой толщины стенки рамы(плиты)
- •13.Спецификация
- •Список литературы.
2. Выбор материала
2.1. Выбор материала зубчатой передачи
Сталь в настоящее время – основной материал для изготовления зубчатых колес. В условиях индивидуального и мелкосерийного производства в мало- и средненагруженных передачах, а также в открытых передачах с большими колесами применяют зубчатые колеса с твердостью . При этом обеспечивается чистовое нарезание зубьев после термообработки, высокая точность изготовления и хорошая прирабатываемость зубьев.
2.1.1. Выбираем материал для зубчатой пары колес, одинаковый для шестерни и колеса:
для шестерни – сталь – 45;
для колеса – 45Л
2.1.2. Выбираем термообработку для зубьев шестерни и колеса:
термообработка на улучшение
2.1.3. Выбираем интервал твердости зубьев шестерни
и колеса
2.1.4.Определяем среднюю твердость зубьев шестерни
и колеса
2.1.5. Определяем механические характеристики сталей для шестерни
и для колеса
2.1.6. Выбираем предельные значения размеров заготовки шестерни
и заготовки колеса
2.2. Определение допускаемых контактных и изгибных напряжений
2.2.1. Определение коэффициента долговечности для зубьев шестерни KHL1 и колеса KHL2:
; ,
где - число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости; - число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка),
Здесь — угловая скорость соответствующего вала, с-1; Lh - срок службы привода (ресурс), ч.
1.2.2. Определяем допускаемое контактное напряжение
1.2.3. Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни
и для колеса
1.2.4. Определяем допускаемые напряжения изгиба
а) Коэффициент долговечности для зубьев шестерни KFL1 и колеса KFL2 :
; ,
где - число циклов перемены напряжений для всех сталей, соответствующее пределу выносливости; - наработка
; ,
б) Допускаемое напряжение изгиба
,
б) Допускаемое напряжение изгиба для зубьев шестерни
и колеса
2.3. Механические характеристики материалов передачи
Элемент передачи |
Марка стали |
Dпред / Sпред |
Термо- обработка |
HBср |
Н/мм2
|
Н/мм2 |
Н/мм2 |
Н/мм2 |
Шестерня |
45 |
125 мм |
У |
249 HB |
780 |
335 |
422 |
166,7 |
Колесо |
45Л |
200 мм |
У |
221 HB |
680 |
285 |
353 |
147,9 |
3. Расчет быстроходной передачи
3.1.Определяем главный параметр - межосевое расстояние aw, мм:
где - вспомогательный коэффициент. Для прямозубых передач = 43; -коэффициент ширины венца колеса, равный 0,2...0,25 - для шестерни, консольно расположенной относительно опор - в открытых передачах;
- передаточное число открытой передачи; - вращающий момент на приводном валу рабочей машины, Нм; - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев = 1;
- среднее допускаемое контактное напряжение, Н/мм2.
по ГОСТ 6636-69 принимаем
3.2. Определяем модуль зацепления m, мм:
,
гдеKm - вспомогательный коэффициент. Для прямозубых передач Km = 5,8;
- делительный диаметр колеса, ;
- ширина венца колеса, мм;
- допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом, Н/мм2.
3.3. Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса
3.4. Определяем число зубьев шестерни
3.5. Определяем число зубьев колеса
3.6. Определяем фактическое передаточное число и проверяем его
отклонение от заданного :
3.7. Определяем фактическое межосевое расстояние:
3.2. Основные геометрические параметры передачи
Параметр |
Шестерня прямозубая |
Колесо прямозубое |
|
Диаметр, мм
|
делитель ный |
|
|
вершин зубьев |
|||
впадин зубьев |
|
|
|
Ширина венца |
|
|
3.3. Проверочный расчет
3.3.1. Проверяем межосевое расстояние
3.3.2. Проверяем пригодность заготовок колес.
Условие пригодности заготовок колес:
;
;
;
3.3.4. Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса ,Н/мм2:
;
где m - модуль зацепления, мм; b2 - ширина зубчатого венца колеса, мм;
Ft -окружная сила в зацеплении, Н; -коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для прямозубых колес =1;
- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба.
Для прирабатывающих колес =1;
- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба.=1,14;
и - коэффициенты формы зуба шестерни и колеса;
- коэффициент, учитывающий наклон зуба. Для прямозубых колес = 0,911 ;
и - допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса, Н/мм2.
;
Вывод: в результате выполненных расчетов были выбраны оптимальные геометрические параметры открытой цилиндрической передачи; материал шестерни и колеса (сталь – 45) с высоким пределом текучести и прочности при растяжении, вследствие чего, выявленные значения недогрузки находятся в допустимых пределах