- •Оглавление
- •1.1. Выбор электродвигателя
- •2. Кинематический и силовой расчет редуктора
- •2.2. Расчет зубчатой передачи
- •2.2.1. Определение допускаемых напряжений
- •2.2.2. Допускаемые напряжения в расчете на контактную выносливость
- •2.2.3. Допускаемые напряжения в расчете на изгибную выносливость
- •2.3. Проектировочный расчет косозубой зубчатой передачи
- •2.3.1. Проверочный расчет зубчатой передачи на выносливость при изгибе
- •2.3.2 Конструкции цилиндрических зубчатых колес
- •2.3.3. Компоновка
- •2.3.4. Определение сил, действующих в зацеплении цилиндрических зубчатых передач
- •2.4. Проектировочный расчет валов
- •2.5. Выбор подшипников качения
- •Продолжение компоновки редуктора
- •2.6. Общие рекомендации по конструкции элементов корпуса редуктора
- •2.7. Подбор шпонки
- •2.8. Проверочный расчет тихоходного вала на сопротивление усталости
- •Пояснительная записка к расчетной работе на тему:
- •Санкт-Петербург
2. Кинематический и силовой расчет редуктора
Частота вращения валов:
быстроходного принимаем ;
тихоходного принимаем =300.
Угловые скорости вращения валов:
входного =3.14*955/30=99.9;
выходного =3.14*300/30=31.4.
Зависимости между вращающими моментами на валах используют при расчете передач:
, следовательно, .
Крутящие моменты на валах при :
=89.17/3.15=28.30– направление совпадает с направлением вращения вала, т.к. это момент движущих сил;
=2800/31.4,2=89.17– его направление противоположно направлению вращения вала, т.к. это момент сил сопротивления.
Результаты проектирования заносят в таблицу 4.
Таблица 4.
Параметры редуктора
Параметры |
Вал 1 |
Вал 2 |
Частота вращения, об/мин |
=955 |
=300 |
Угловая скорость, рад/с |
=99,9 |
=31.4 |
Крутящий момент, Нм |
=28.30 |
=89.17 |
2.2. Расчет зубчатой передачи
Зубчатые передачи представляют собой механизм, передающий движение с помощью зубчатых колес (рисунок 2). Зубчатые колеса это тела (цилиндры) с равномерно расположенными выступами (зубьями) и впадинами.
Меньшее из зубчатых колес принято называть шестерней; большее – колесом. В нашем редукторе применяется косозубая передача внешнего зацепления (на рисунке ниже).
2.2.1. Определение допускаемых напряжений
Твердость зубчатых колес выбирают в зависимости от назначения и условий работы передачи. В курсовой работе применяются углеродистые и легированные стали, подвергнутые термической обработке, что позволяет обеспечивать требуемую твердость материала при заданной толщине заготовки.
Твердость используемого зубчатого колеса 223…262НВ и шестерни 262…311НВ.
2.2.2. Допускаемые напряжения в расчете на контактную выносливость
|
Этот вид расчета исключает усталостное выкрашивание рабочих поверхностей зубьев – основной вид разрушения поверхности зубьев для большинства закрытых быстроходных передах, работающих при хорошей смазке. |
Допускаемые контактные напряжения для пары сопрягаемых колес устанавливается следующим образом:
=(584;504)=504 МПа
где ,;
=584.5
=504.5
=(262+311)/2=286,5– среднее значение твердости для колеса;
(223+262)/2=242,5 среднее значение твердости для шестерни.
–коэффициент безопасности для однородной структуры материала.
2.2.3. Допускаемые напряжения в расчете на изгибную выносливость
Этот вид расчета исключает усталостную поломку зубьев. Определяют допускаемые напряжения раздельно для шестерни и колеса по формуле:
|
, МПа (шестерня)=295 МПа (колесо)=250 МПа
где – среднее значение твердости; –коэффициент безопасности.
|
2.3. Проектировочный расчет косозубой зубчатой передачи
Цель расчета: определение межосевого расстояния и других параметров передачи, исключающих выкрашивание рабочей поверхности зубьев в работающей зубчатой паре.
Ориентировочное значение межосевого расстояния
==84.5 мм
где – крутящий момент на колесе, Н м;
–коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии
–коэффициент относительной ширины колеса для любых колес при симметричном расположении относительно опор.
По ГОСТ 2185-66 принимаю межосевое расстояние () 90мм
Модуль передачи m=(0.01…0.02)=1.75мм , который округляют до ближайшего стандартного значения.
Стандартный ряд (выборка) модулей
|
1-й ряд |
1 |
1,25 |
1,5 |
2 |
2,5 |
3 |
4 |
5 |
6 |
2-й ряд |
|
|
1,75 |
2,25 |
2,75 |
3,5 |
4,5 |
5,5 |
7 |
Все параметры зацепления выражаются через модуль.
Ширина колеса определяется равенством: ,мм.
b2=38 мм
Ширина шестерни назначается , мм.
b1 По ГОСТ 6636-69 принимаю ширину 40 мм
Устанавливают угол наклона зуба: .
Βmin=arcsin(7/38)=10.6
Минимальный угол наклона зуба .
Затем определяют:
суммарное число зубьев передачи принимая в качествецелую часть числа;
число зубьев шестерни , округляядо целого числа;
число зубьев колеса .
Уточняют значение угла наклона зубьев
Уточняют фактическое передаточное число и его отклонение от заданного:
, .
Производится расчет геометрических параметров зубчатых колес по формулам, приведенным в таблице 7.
Таблица 7.
Расчет геометрических размеров зубчатых колес
Наименование параметра |
Обозначение |
Формула | |
1 |
2 |
3 | |
1. Делительный диаметр, мм |
шестерни |
|
|
колеса |
|
|
1 |
2 |
3 | |
2. Межосевое расстояние, мм |
|
| |
3. Диаметр вершин зубьев, мм |
шестерни |
|
|
колеса |
|
| |
4. Диаметр впадин зубьев, мм |
шестерни |
|
|
колеса |
|
|