- •Министерство образования и науки российской федерации
- •Национальный исследовательский томский политехнический университет
- •Задание:
- •Исходные данные:
- •Содержание
- •1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт
- •2. Расчет зубчатых колес редуктора
- •Требуемое условие [1,с. 35]
- •Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации
- •3. Расчёт клиноремённой передачи
- •Следовательно, окончательно принимаем диаметры шкивов
- •Долговечность ремней
- •Рабочий ресурс
- •4. Предварительный расчет валов редуктора и выбор подшипников
- •5. Пояснение к эскизной компоновке редуктора, ее цель
- •6. Определение размеров элементов корпуса редуктора Конструктивные размеры шестерни и колеса
- •Конструктивные размеры корпуса редуктора
- •7. Общая схема сил, действующих на валы
- •8. Проверка долговечности подшипников.
- •9. Подбор и проверка шпонок
- •10. Расчёт на прочность входного вала
- •Ведущий вал
- •Предел выносливости при симметричном цикле изгиба
- •11. Анализ посадок и допусков
- •12. Выбор сорта масла
- •13. Сборка редуктора
- •14. Литература
Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации
[1, с.36]:
;
принимаем по ГОСТ 9563-80 mn = 2,5 (мм).
Примем предварительно угол наклона зубьев [1, с.37] = 10 0 и определим числа зубьев шестерни и колеса:
;
примем Z1 = 25, тогда Z2 = Z1∙Up = 25∙4 = 100;
примем Z2 = 100.
Уточненное значение угла наклона зубьев:
, = 12034/.
Основные размеры шестерни и колеса:
диаметры делительные:
проверка:
диаметры вершин зубьев:
ширина колеса:
ширина шестерни:
Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:
Окружная скорость колес и степень точности передачи:
при такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности [1, с.32].
Коэффициент нагрузки.
При bd = 1,08, твердости менее 350 и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от напряжения шатунной передачи КН = 1,044 [1, с.39]. При v = 1,6 (м/с) и восьмой степени точности
КН = 1,0651 [1, с.39]. Для косозубых колес при v < 5 м/с имеем КНv = 1,0 [1, с.40].
Таким образом, коэффициент нагрузки равен:
Проверка контактных напряжений [1, с.31]:
Силы, действующие в зацеплении [1, с.294]:
окружная:
радиальная:
осевая:
Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба [1, с. 46]:
.
Коэффициент нагрузки
.
Здесь KF = 1,112; KFV = 1,1 [1, c.43].
YF – коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев Zv.
для шестерни
для колеса
При этом YF1 = 3,86; YF2 = 3,6 [1, c. 42].
Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба [1, c. 43]
Для стали 45 нормализованной при твердости НВ меньше 350 [2, c. 295] предел выносливости при отнулевом цикле изгиба ;
для шестерни ;
для колеса
Коэффициент безопасности .для поковок и штамповок[1,c.45]. Таким образом,
Допускаемые напряжения при расчете зубьев на выносливость:
для шестерни
для колеса
Для шестерни отношение
для колеса
Коэффициент Y учитывает повышение прочности косых зубьев по сравнению с прямыми:
Коэффициент КF учитывает распределение нагрузки между зубьями.
где - коэффициент торцового перекрытия и n – степень точности зубчатых колес.
= 1,5; n = 8 [2, c.47].
Проверяем прочность зуба колеса [2, c. 46]:
F2 = FtKFYFYKF /b2mn [F];
= 206 (МПа) – условие прочности выполнено.
3. Расчёт клиноремённой передачи
Исходные данные для расчёта: передаваемая мощность Ртр = 4,98 кВт; частота вращения ведущего (меньшего) шкива nдв = 1445 об/мин; передаточное отношение Uрем = 2,5; скольжение ремня = 0,015.
По номограмме принимаем сечение клинового ремня О [1, c.134].
Вращающий момент
Диаметр меньшего шкива [1, c.130]
Принимаем d1 = 125 мм.
Диаметр большего шкива [1, c.120]
d2 = Uремd1(1 - ) = 2,5∙125(1 – 0,015) = 307,8 мм;
Принимаем d2 = 310 мм.
Уточняем передаточное отношение
При этом угловая скорость вала В будет
Расхождение с тем, что было получено по первоначальному расчёту,
что менее допускаемого – 3 %.