- •1 Краткое описание устройства и принципа действия разрабатываемого изделия
- •2 Рачетно-конструкторский раздел
- •2.1 Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчеты привода
- •2.2 Расчёт зубчатой передачи редуктора
- •2.3 Расчёт открытой передачи
- •2.4 Предварительный расчет валов редуктора и разработка их эскизов
- •2.5 Расчет конструктивных размеров зубчатой пары редуктора
- •2.6 Расчет конструктивных размеров корпуса редуктора
- •2.7 Первый этап компоновки редуктора
- •2.8 Определение реакций подшипников валов редуктора и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов
- •2.9 Подбор и расчет подшипников для валов редуктора
- •2.10 Подбор муфты
- •2.11 Подбор и проверочный расчет шпоночных или шлицевых соединений
- •2.12 Проверочный расчет на сопротивление усталости вала редуктора
- •3 Технологический раздел
- •3.1 Выбор смазки смазка зацепления и подшипников
- •3.2 Описание сборки редуктора
- •Приложение а первый этап компоновки редуктора
2.2 Расчёт зубчатой передачи редуктора
Для расчета зубчатой передачи необходимы исходные данные:
-
;
-
об/мин;
-
об/мин;
-
кВт;
-
кВт;
-
Нм;
-
Н×м;
-
рад/с;
-
рад/с.
Материал для шестерни и колеса определен по ([1], с.10). Для изготовления выбирается сталь 40Х, которая имеет следующие характеристики:
-
предел текучести, , мПа; мПа;
-
твёрдость шестерни, , мПа; ;
-
твёрдость колеса, , мПа; .
В качестве термообработки – улучшение.
Допускаемые контактные напряжения , мПа определяются по формуле (2.21):
, (2.21)
где – предел контактной выносливости зубьев, мПа; определен по формуле (2.22);
, (2.22)
где – допускаемый запас, =1.1; определен по ([3], с.45);
– коэффициент долговечности, =1; определен по ([3], с.45).
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.22) получено:
Для материала шестерни:
мПа.
Для материала колеса:
мПа.
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.21) получено:
Для материала шестерни:
мПа.
Для материала колеса:
мПа.
За допускаемое контактное напряжение принимается наименьшее значение, [σn ] = 490,9 мПа.
Допускаемое напряжение изгиба , мПа определяется по формуле (2.23):
, (2.23)
где – предел выносливости зубьев по излому, мПа; =1,8; определен по ([3], с. 46);
– допускаемый запас, =1,75; определен по ([3], с. 46);
– коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки, =1; определен по ([3], с. 46);
– коэффициент долговечности, =1; определен по ([3], с. 46).
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.23) получено:
Для материала шестерни:
мПа.
Для материала колеса:
мПа.
Межосевое расстояние aw, мм определяется по формуле (2.24):
, (2.24)
где Ка – коэффициент, ; определен по ([1], с. 13);
– коэффициент распределения нагрузки по длине зуба, = 1; определен по ([3], с.46);
– вращающий момент на ведомом валу редуктора, Нм; Нм; определен по исходным данным;
ψa – коэффициент для шевронных передач, ; определен по ([1], с. 13);
– передаточное число зубчатой передачи, u =4; определено по исходным данным;
– допускаемое контактное напряжение, мПа;=490,9 мПа; определено по формуле (2.21).
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.24) получено:
мм.
Принимается значение межосевого расстояния aw= 160 определено по ([1], с.13).
Рассчитывают предварительные размеры колеса.
Ширина колеса , мм определяется по формуле (2.25):
, (2.25)
где ψa – коэффициент для шевронных передач, ; определен по ([1], с. 13);
aw – межосевое расстояние, мм; определено по формуле (2.24).
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.25) получено:
мм.
Делительный диаметр колеса d2, мм определяется по формуле (2.26):
, (2.26)
где aw – межосевое расстояние, мм; определено по формуле (2.24).
u – передаточное число зубчатой передачи; u = 4.
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.26) получено:
мм.
Модуль передачи , мм определяется по формуле (2.27):
, (2.27)
где Кm – коэффициент, Кm = 5,2; определен по ([1], с. 16);
– вращающий момент на ведомом валу редуктора, Нм; Нм; определен по исходным данным;
– ширина колеса, мм; мм; определена по формуле (2.25);
– передаточное число зубчатой передачи; =4; определено из исходных данных;
– допускаемое напряжение изгиба для колеса, мПа; мПа; определено по формуле (2.23);
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.27) получено:
мм.
Принимается значение модуля передачи m = 2, определено по ([1], с.13).
Угол наклона β, определяется по формуле (2.28):
, (2.28)
где m – модуль передачи, мм; m = 2 мм определен по формуле (2.27);
aw – межосевое расстояние, мм; определено по формуле (2.24);
ZΣ – суммарное число зубьев; определено по (2.29).
Суммарное число зубьев ZΣ, определется по формуле (2.29)
, (2.29)
где aw – межосевое расстояние, мм; aw = 160 мм; определено по формуле (2.24);
βmin – угол наклона, βmin = 25˚; определен по ([13], с.13)
m – модуль передачи, мм; m = 2 мм определен по формуле (2.27);
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.29) получено:
.
Полученное значение округляется до целого, ZΣ=144.
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.28) получено:
˚.
Число зубьев шестерни Z1, определятся по формуле (2.30):
, (2.30)
где ZΣ – суммарное число зубьев; определено по (2.29);
– передаточное число зубчатой передачи; =4; определено из исходных данных.
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.30) получено:
.
Число зубьев колеса Z2, определяется по формуле (2.31):
, (2.31)
где ZΣ – суммарное число зубьев; определено по (2.29);
Z1 – число зубьев шестерни, определено по формуле (2.30).
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.31) получено:
.
Фактическое передаточное число Uф ,определяется по формуле (2.32):
, (2.32)
где – число зубьев колеса; =115; определено по формуле (2.31);
– число зубьев шестерни; =29; определено по формуле (2.30).
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.32) получено:
.
Отклонение от заданного передаточного числа, Δu, определятся по формуле (2.33):
, (2.33)
– передаточное число зубчатой передачи; =4; определено из исходных данных;
uф – фактическое передаточное число; uф =3,96.
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.33) получено:
%.
Делительный диаметр шестерни , определяется по формуле (2.34):
, (2.34)
где – число зубьев шестерни; =29; определено по формуле (2.30).
m – модуль передачи, мм; m = 2 мм определен по формуле (2.27);
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.34) получено:
мм.
Диаметр окружности вершин шестерни , мм определяется по формуле (2.35):
, (2.35)
где – делительный диаметр шестерни, мм; определен по формуле (2.34);
m – модуль передачи, мм; m = 2 мм определен по формуле (2.27);
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.35) получено:
мм.
Диаметр впадин шестерни , мм; определяется по формуле (2.36):
, (2.36)
где – делительный диаметр шестерни, мм; определен по формуле (2.34);
m – модуль передачи, мм; m = 2 мм определен по формуле (2.27).
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.36) получено:
мм.
Делительный диаметр колеса , мм определяется по формуле (2.37):
, (2.37)
где aw – межосевое расстояние, мм; aw = 160 мм; определено по формуле (2.24);
– делительный диаметр шестерни, мм; определен по формуле (2.34).
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.37) получено:
мм.
Диаметр вершин колеса , мм определяется по формуле (2.38):
, (2.38)
где – делительный диаметр колеса, мм; определен по формуле (2.37);
m – модуль передачи, мм; m = 2 мм; определен по формуле (2.27).
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.38) получено:
мм.
Диаметр впадин колеса , мм определяется по формуле (2.39):
, (2.39)
где – делительный диаметр колеса, мм; определен по формуле (2.37);
m – модуль передачи, мм; m = 2 мм; определен по формуле (2.27).
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.39) получено:
мм.
Производится расчет сил в зацеплении.
Окружная сила на , Н определяется по формуле (2.40):
, (2.40)
где – вращающий момент на ведомом валу редуктора, Нм; Нм; определен по исходным данным;
– делительный диаметр колеса, мм; определен по формуле (2.37).
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.40) получено:
Н.
Радиальная сила на колесе Fr, Н определяется по формуле (2.41):
, (2.41)
где Ft – окружная сила, Н; =5071,8 Н; определена по формуле (2.40);
– стандартная величина; tga = tg25˚ =0,364; определена по ([1], с. 15);
Cosβ – угол делительного конуса шестерни; Cosβ = 0,9003; определен по ([1], с. 15);
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.41) получено:
Н.
Осевая сила , Н определяется по формуле (2.42):
, (2.42)
где Ft – окружная сила, Н; =5071,8 Н; определена по формуле (2.40);
– стандартная величина; tgβ = tg25˚ =0,4834; определена по ([1], с. 15);
Подстановкой указанных значений в формулу (2.42) получено:
Н
Проводится проверка зубьев колёс по напряжениям изгиба.
Расчётное напряжение изгиба для колеса, мПа определяется по формуле (2.43):
, (2.43)
где – коэффициент концентрации нагрузки; ; определен по ([1], с. 16);
– коэффициент динамической нагрузки; =1,2; определен по ([1], с. 16);
YB, – коэффициент учитывающий наклон зуба, при стандартном наклоне зубьев в шевронной передаче B=25˚,; определен по ([1], с.19);
YF2 – коэффициенты форм зубьев шестерни и колеса; YF2=3,61; определен по ([1], с.16, таблица 2.6);
Ft – окружная сила, Н; =5071,8 Н; определена по формуле (2.40);
– ширина колеса, мм; мм; определена по формуле (2.25);
m – модуль передачи, мм; m = 2 мм определен по формуле (2.27);
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.43) получено:
мПа.
Расчётное напряжение изгиба для шестерни σF1, мПа определяется по формуле (2.44):
, (2.44)
где σF2, – расчётное напряжение изгиба для колеса, мПа; определено по формуле (2.43);
YF1, YF2 – коэффициенты; YF1=3,8,; YF2=3,61; определены по ([1], с.23, таблица 2.9);
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.44) получено:
мПа.
Контактное напряжение σH, мПа определяется по формуле (2.45):
, (2.45)
где – коэффициент распределения нагрузки между зубьями; ; определен по ([3], с. 45);
– коэффициент концентрации нагрузки, = 1,07; определен по ([3], с.46);
Ft – окружная сила, Н; =5071,8 Н; определена по формуле (2.40);
– передаточное число зубчатой передачи; =3,96; определено из исходных данных;
– делительный диаметр шестерни, мм; определен по формуле (2.34).
– ширина колеса, мм; мм; определена по формуле (2.25).
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.45) получено:
МПа.
Расчетное напряжение не превышает допускаемого.