- •Расчет и конструирование одноступенчатого зубчатого редуктора
- •Рббк 34.446(я7)
- •Содержание
- •Введение
- •1. Расчет силовых и кинематических параметров привода
- •1.1. Определение требуемой мощности двигателя
- •1.2. Определение частоты вращения вала электродвигателя
- •1.3. Основные характеристики асинхронных электродвигателей общего применения
- •2. Расчеты зубчатых передач
- •2.1. Выбор материала зубчатых колес и вида термообработки
- •2.2. Расчет допускаемых напряжений
- •Окончание табл. 2.2.
- •Проектный расчёт закрытой цилиндрической зубчатой передачи
- •Геометрический расчёт закрытой цилиндрической передачи
- •Проверочный расчёт закрытой цилиндрической передачи
- •Расчёт открытой цилиндрической зубчатой передачи
- •Расчёт закрытой конической зубчатой передачи
- •2.8. Проектный расчёт открытой конической прямозубой передачи
- •3. Проектный расчет валов и опорных конструкций
- •3.1. Выбор материала валов
- •3.2. Выбор допускаемых напряжений на кручение
- •Определение геометрических параметров ступеней валов
- •3.4. Предварительный выбор подшипников качения
- •3.5. Эскизная компоновка редуктора
- •3.6. Проверочный расчёт валов на выносливость
- •3.7. Проверка правильности подбора подшипников качения
- •4. Конструирование зубчатых колес
- •4.1. Цилиндрические зубчатые колеса внешнего зацепления
- •4.2. Цилиндрические зубчатые колеса внутреннего зацепления
- •4.3. Конические зубчатые колеса
- •4.4. Валы - шестерни
- •5. Конструирование элементов корпуса редуктора
- •6. Разработка рабочей документации курсового проекта
- •6.1. Разработка сборочного чертежа
- •6.2. Спецификация сборочного чертежа
- •Правила обозначения конструкторской документации
- •6.4. Общие требования к чертежу детали
- •7. Допуски и посадки
- •7.1. Основные термины
- •7.2. Рекомендации по назначению посадок в соединениях типовых деталей
- •7.3. Допуски формы и расположения поверхностей
- •Шероховатость поверхностей
- •Список литературы
- •Ноготков Олег Федорович
Расчёт открытой цилиндрической зубчатой передачи
Учитывая условия и характер работы открытых передач (недостаточная защищённость от загрязнения абразивными частицами и увеличенный абразивный износ при плохой смазке, большие деформации валов, что приводит к увеличению зазоров в зацеплении, возрастанию динамических нагрузок, к понижению прочности изношенных зубьев вследствие уменьшения площади их поперечного сечения и, как следствие, к поломке зубьев), данные передачи рекомендуют рассчитывать по напряжениям изгиба. В этих передачах выкрашивание не наблюдается, так как поверхностные слои зубьев изнашиваются и удаляются раньше, чем появляются усталостные трещины.
Для проектного расчёта открытых передач по напряжениям изгиба определяют модуль зацепления из выражений [1]:
- для прямозубых колес
- для косозубых колес
Здесь:
- число зубьев шестерни открытой передачи (см. исходные данные);
- коэффициент ширины зубчатого венца колеса относительно модуля, рекомендуют назначать для открытых передачybm= 10...15;
[sF1] - допускаемое напряжение изгиба зубьев шестерни, Н/мм2,определяют в соответствии с п.2.2. («Расчет допускаемых напряжений»);
Т3- момент на шестерне, Н×м;;
- смотри с. 37, для проектного расчета принять= 0,8;
КFb- смотри рис. 2.3;
YF3 - смотри табл. 2.9.
Полученное значение модуля округляют в большую сторону до значения из стандартного ряда модулей (см. п.2.4).
Зная значение модуля, определяют геометрические размеры шестерни :
диаметр делительный - или
диаметр вершин зубьев -
диаметр впадин зубьев -
ширина венца -
Точность вычисления диаметров шестерни до 0,001 мм, значение ширины зубчатого венца округляют до целого числа по нормальным линейным размерам (см. табл. 2.5). Проверочный расчет такой передачи по контактным напряжениям выполняют в соответствии с п.2.5. («Проверочный расчет закрытой цилиндрической передачи»).
Расчёт закрытой конической зубчатой передачи
Рис.2.4 |
Наибольшее применение в редукторостроении получили прямозубые конические колёса, у которых оси валов пересекаются под углом S=90°(рис. 2.4), так называемые ортогональные передачи. |
Проектный расчёт. Основной габаритный размер передачи - делительный диаметр колеса по внешнему торцу - рассчитывают по формуле [1] :
,
где Епр- приведённый модуль упругости, для стальных колёсЕпр=Естали= =2,1×105МПа;
T2- вращающий момент на валу колеса, Н×мм (см.п.2.3, с. 26);
KHb- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба, определяют по графикам на рис. 2.5.
Здесь Кbe- коэффициент ширины зубчатого венца относительно внешнего конусного расстояния,. Рекомендуют принятьКbe£0,3. Меньшие значения назначают для неприрабатываемых зубчатых колёс, когдаH1иH2> 350 HB илиV > 15 м/с .
Рис. 2.5
Наиболее распространено в редукторостроении значение Кbe= 0,285, тогда предыдущее выражение для определения делительного диаметра по внешнему торцу колеса принимает вид
,
где up – расчетное передаточное число конической передачи,up=tgδ2илиup=z2/z1.
Геометрический расчёт. Определяют делительный диаметр шестерни по внешнему торцу.
Число зубьев шестерни назначают по рекомендациям, представленным на рис. 2.6.
По значению определяют число зубьев шестерни:
приН1иН2£350 HB ,
приН1³45 HRC иН2£350 HB ,
приН1иН2³45 HRC .
Вычисленное значение z1округляют до целого числа.
Рис.2.6
Определяют число зубьев колеса .
Вычисленное значение округляют до целого числа. После этого необходимо уточнить:
- передаточное число передачи ,
- угол делительного конуса колеса ,
- угол делительного конуса шестерни ,
- внешний окружной модуль .
Рекомендуется округлить до стандартного значенияпо ряду модулей: 1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10. После этого уточняют величины диаметрови.
Рассчитывают величину внешнего конусного расстояния передачи (рис.2.4) .
Рабочая ширина зубчатого венца колеса определяют как .
Полученное значение округляют до ближайшего из ряда нормальных линейных размеров (табл. 2.5).
Определяют расчётный модуль зацепления в среднем сечении зуба
.
При этом найденное значение не округляют!
Рассчитывают внешнюю высоту головки зуба .
Внешнюю высоту ножки зуба определяют как .
Внешний диаметр вершин зубьев колёс рассчитывают по формуле
.
Угол ножки зуба рассчитывают по формуле .
Проверочный расчёт. При расчёте на выносливость зубьев колёс по контактным напряжениям проверяют выполнение условия
,
где Eпр-приведённый модуль упругости, для стальных колёсEпр=Eстали= =2,1×105МПа ;
- вращающий момент на шестерне, Н×мм,;
здесь - КПД передачи.
- коэффициент расчётной нагрузки,; коэффициент концентрации нагрузкинайден ранее по графикам рис.2.5.
- коэффициент динамической нагрузки, находят по табл. 2.7 с понижением на одну степень точности против фактической, назначенной по окружной скоростив соответствии с рекомендациями (табл.2.6);
- делительный диаметр шестерни в среднем сечении зуба,
;
- угол зацепления,=20°.
Далее проверяют зубья колёс на выносливость по напряжениям изгиба по формулам [1]:
и,
где - окружное усилие в зацеплении, Н,;
- коэффициент расчётной нагрузки,. Здесь, аопределяют по табл. 2.7 с понижением точности на одну степень против фактической.
- коэффициент формы зуба соответственно шестерни и колеса, находят по табл. 2.9 в зависимости от эквивалентного числа зубьев колёс
.