- •Введение
- •1. Кинематический и силовой расчет привода
- •2. Расчет передач
- •2.1. Расчет зубчатой цилиндрической передачи
- •2.2. Расчет цепной передачи
- •3. Расчет и конструирование валов
- •3.1. Расчет ведущего вала редуктора
- •3.2. Расчет ведомого вала редуктора
- •3.3. Расчет вала элеватора
- •4. Расчет шпоночных соединений
- •4.1. Шпоночное соединение шестерни с ведущим валом редуктора
- •4.2. Шпоночное соединение колеса с ведомым валом
- •4.3. Шпоночное соединение ведомого вала редуктора со звездочкой
- •4.4. Шпоночное соединение ведомой звездочки с валом
- •5. Расчет и конструирование подшипниковых узлов
- •5.1. Расчет подшипников ведущего вала
- •5.3. Расчет подшипников выходного вала.
- •6. Конструирование зубчатых колес шкивов и звездочек
- •6.1. Конструирование шкивов ременной передачи.
- •6.1. Конструирование зубчатых шестерен и колес
- •6.2. Конструирование звездочек
- •7. Конструирование корпусных деталей, стаканов и крышек
- •7.1. Конструирование корпусных деталей
- •7.2. Конструирование крышек подшипников
- •7.3. Конструирование стаканов
- •8. Смазывание зацеплений
- •9. Конструирование рамы (плиты)
- •10. Выбор посадок
- •11. Сборка и регулировка редуктора
- •12. Техника безопасности
- •Литература
2. Расчет передач
2.1. Расчет зубчатой цилиндрической передачи
Различают два вида зубчатых передач — закрытые и открытые.
Закрытые, заключенные в отдельный корпус (например, редукторного типа) или встроенные в машину. Проектировочный расчет их выполняют на выносливость по контактным напряжениям во избежание усталостного выкрашивания рабочих поверхностей зубьев. Определив на основе этого расчета размеры колес и параметры зацепления, выполняют затем проверочный расчет на выносливость зубьев по напряжениям изгиба для предотвращения усталостного разрушения зубьев; обычно напряжения изгиба в зубьях, рассчитанных на контактную прочность, оказываются ниже допускаемых. Однако при выборе слишком большого суммарного числа зубьев колес (более 200) или применении термохимической обработки поверхностей зубьев до высокой твердости (HRC > 45) может возникнуть опасность излома зубьев. Для предотвращения этого размеры зубьев следует определять из расчета их на выносливость по напряжениям изгиба.
Открытые зубчатые передачи рассчитывают на выносливость по напряжениям изгиба с учетом износа зубьев в процессе эксплуатации. В этом случае нет необходимости проверять выносливость поверхностей зубьев по контактным напряжениям, так как абразивный износ поверхностей зубьев предотвращает выкрашивание их от переменных контактных напряжений.
Выбираем материал шестерни и колеса по таблице[3] 4.1.1. и сочетание материалов шестерни и колеса по таблице[3] 4.1.2.
Для шестерни выбираем Сталь 40Х, термообработка – улучшение, в = 750 МПа,
т = 520 МПа твердость НВ 230.
Для колеса выбираем Сталь 40ХЛ, термообработка – улучшение,
в=650 МПа, т = 490 МПа, твердость НВ 180.
Определяем допускаемы контактные напряжения
, (2.17)
где – предел контактной выносливости при базовом числе циклов,= 2НВ + 70, МПа [1, табл. 3.2];
КНL – коэффициент долговечности, KHL = 1;
[SH] – коэффициент безопасности, [SH] = 1,1…1,2.
Определяем пределы контактной выносливости для шестерни и колеса
шестерня: МПа;
колесо: МПа.
МПа.
Определяем межосевое расстояние
, (2.18)
где Ка – числовой коэффициент, Ка = 43;[1]с.32
U – передаточное отношение, U = 4.
КH – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, KH = 1,15 [1, табл. 3.1];
ba – коэффициент ширины шестерни по межосевому расстоянию, ba = 0,3 мм.
Принимаем межосевое расстояние из стандартного ряда а = 160 мм. [3, табл. 4.2.3]
Определяем нормальный модуль зацепления
(2.19)
Принимаем модуль из стандартного ряда m = 2 мм. [3, табл. 4.2.2]
Принимаем угол наклона зуба = 14.
Определяем число зубьев шестерни
. (2.20)
Принимаем z1 = 31.
Определяем число зубьев колеса
. (2.21)
Принимаем z2 =148.
Уточняем значение угла наклона зуба
(2.22)
.
Определяем основные размеры шестерни и колеса
Определяем диаметры делительных окружностей
мм; (2.23)
мм. (2.24)
Определяем диаметры окружностей вершин зубьев
мм; (2.25)
мм. (2.26)
Определяем диаметры окружностей впадин зубьев
мм; (2.27)
мм. (2.28)
Определяем ширину колеса
мм. (2.29)
Определяем ширину шестерни
мм. (2.30)
Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру
. (2.31)
Определяем окружную скорость колес
м/с. (2.32)
При такой окружной скорости назначаем 8-ю степень точности зубчатых колес.
Определяем коэффициент нагрузки
, (2.33)
где KH – коэффициент, неравномерность распределения нагрузки по зубьям,
KH = 1,09 [1, табл. 3.4];
KH – коэффициент, коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, KH = 1,06 [1, табл. 3.5];
KHv – динамический коэффициент, KHv = 1,0. [1, табл. 3.6]
.
Проведем проверку по контактным напряжениям
МПа (2.34)
Полученное значение контактных напряжений меньше допускаемого МПа.
Определяем усилия в зацеплении
Н; (2.35)
Н; (2.36)
Н. (2.37)
Проверяем зубья на прочность по напряжения изгиба
, (2.38)
где КF – коэффициент нагрузки;
yF – коэффициент, учитывающий форму зуба;
y – коэффициент для компенсации погрешности, возникающей из-за применения той же расчетной схемы, что и для прямозубых колес;
KF – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, KF = 0,92.
Определяем коэффициент нагрузки
, (2.39)
где KF – коэффициент концентрации нагрузки, KF = 1,12 [1, табл. 3.7];
KFv – коэффициент динамичности, KFv = 1,12 [1, табл. 3.8].
.
Определяем эквивалентное число зубьев
yF1 = 3,66 [1];
yF2 = 3,60 [1].
Определяем коэффициент компенсации погрешности y
. (2.40)
Определяем допускаемые напряжения при изгибе
(2.41)
где – предел выносливости при эквивалентном числе циклов;
[SF] – коэффициент безопасности.
Определяем предел выносливости при эквивалентном числе циклов [1, табл. 3.9]
МПа; (2.42)
МПа. (2.43)
Определяем коэффициент безопасности
, (2.44)
где – коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала,[1, табл. 3.9];
– коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса; для поковок и штамповок= 1,0.
.
МПа;
МПа.
Определяем для колеса и шестерни
;
.
На прочность проверяется то зубчатое колесо, у которого это соотношение меньше. В данном случае это колесо 2.
МПа.
Расчетное значение напряжений изгиба меньше допускаемого МПа.