- •Содержание
- •Введение.
- •1.Предварительный расчет привода.
- •1.1 Определение потребной мощности и выбор электродвигателя
- •1.2 Передаточное отношение привода и его разбивка по ступеням
- •1.3 Составление таблицы исходных данных
- •2. Расчет цилиндрической косозубой, спаренной передачи (тихоходная ступень)
- •2.1. Выбор материала для зубчатых колес редуктора.
- •2.2 Допускаемые контактные напряжения
- •2.3. Допускаемые напряжения изгиба.
- •2.4 Выбор коэффициентов.
- •2.5. Расчет геометрии передачи.
- •2.6. Проверочный расчет.
- •2.7. Расчет усилия зубчатого зацепления.
- •3. Расчет цилиндрической прямозубой передачи (быстроходная ступень)
- •3.1. Выбор материала для зубчатых колес редуктора.
- •3.2. Допускаемые контактные напряжения.
- •3.3. Допускаемые напряжения изгиба.
- •3.4 Выбор коэффициентов.
- •3.5. Расчет геометрии передачи.
- •3.6. Проверочный расчет.
- •3.7. Расчет усилия зубчатого зацепления.
- •4. Расчет валов редуктора, вала им
- •5.Конструктивные размеры шестерен и колес
- •6.Конструктивные размеры корпуса редуктора
- •7.Подбор подшипников
- •8.Подбор шпонок
- •11.Статическая проверка валов, проверка долговечности подшипников
- •15. Смазка редуктора
- •16.Оформление сливных отверстий
3.4 Выбор коэффициентов.
Параметр определяет рабочую ширину венца зубчатой передачи при известном начальном диаметре шестерни или наоборот. На этапе проектирования выбирают: при симметричном расположении зубчатых колес относительно опор и расстоянии между опорами 0,4…0,8; при несимметричном расположении и весьма жестких валах (тихоходные ступени) 0,6…1,2; при менее жестких валах 0,4…0,8; при консольном расположении 0,2…0,4. Для шевронных передач в1,3…1,4 раза выше.
Если проектируется непрямозубая передача, то должно быть выбрано значение угла наклона зуба . Для шевронных передач от 25о до 40о.
3.4.1. Определим начальный диаметр шестерни по формуле:
где = 82,63 Нм – исходная расчетная нагрузка,
= 536,36 МПа – допускаемые контактные напряжения,
Кd = 770 (для прямозубых и шевронных передач) – вспомогательный коэффициент,
- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий. принимается в зависимости от по графикам.
Принимаем = 0,8 , = 1,03.
мм
Определим ширину зубчатого венца:
Колеса: (мм)
приняли b2=45 мм.
Шестерни: (мм).
Сравним по ГОСТ 6636-69: b2 = 45мм, b1 = 50 мм.
3.5. Расчет геометрии передачи.
3.5.1. Ориентировочное значение модуля:
,
где - исходная расчетная нагрузка на шестерню,
Km - вспомогательный коэффициент. Km = 11460 для прямозубых передач,
- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий. принимается в зависимости от по графикам.
Принимаем = 1,05.
Выбираем модуль по ГОСТ 9563-60 (таблица 1.6) :
1ряд |
1 |
1.25 |
1.5 |
2 |
2.5 |
3 |
4 |
5 |
6 |
8 |
2ряд |
1.125 |
1.375 |
1.75 |
2.25 |
2.75 |
3.5 |
4.5 |
5.5 |
7 |
9 |
таблица 1.6
Принимаем m = 2.
3.5.2. Число зубьев:
Шестерни:
Колеса:
Полученные расчетом значения z1 и z2 округляем до ближайшего целого числа:
Фактическое передаточное отношение
3.5.3. Делительное межосевое расстояние:
.
Межосевое расстояние принимаем кратным 5: .
3.5.4. Угол наклона зуба.
Передачу выполняем без смещения, начальные диаметры равны делительным
3.5.5. Делительный диаметр.
Шестерни: (мм);
Колеса: (мм).
3.5.6. Диаметр вершин зубьев:
Шестерни:
Колеса:
3.5.7. Диаметр впадин зубьев:
Шестерни:
Колеса:
3.5.8. Коэффициент торцового перекрытия:
,
3.5.9. Коэффициент осевого перекрытия:
.
3.5.10. Суммарный коэффициент перекрытия
.
3.5.11. Эквивалентное число зубьев:
Шестерни: .
Колеса: .
3.5.12. Окружная скорость.
( м/с). Приняли 8 степень точности