- •Часть 1. Оценка параметров основных составляющих привода 5
- •Часть 2. Расчёт зубчатых передач и выбор материалов 9
- •Часть 3. Проверочный расчёт узлов и деталей 11
- •1. Оценка параметров основных составляющих привода
- •1.1 Определение кпд привода и выбор электродвигателя
- •Технические характеристики двигателя
- •1.2 Определение общего передаточного отношения привода и разбивка его по ступеням
- •1.3 Определение частот вращения, мощности и крутящих моментов на валах
- •1.4. Проектировочный расчёт валов, выбор подшипников и определение межосевых расстояний с учётом габаритов подшипников
- •1.4.1. Выбор муфты
- •1.4.2. Проектировочный расчёт валов
- •1.4.3. Предварительный выбор подшипников качения
- •1.4.4. Определение межосевых расстояний с учётом габаритов подшипников
- •1.5 Расчёт геометрических параметров зубчатых колёс
- •2. Расчёт зубчатых передач и выбор материалов
- •2.1. Расчёт контактных напряжений зубчатых передач
- •2.2. Выбор поверхностного и объёмного упрочнения
- •3. Проверочный расчет узлов и деталей.
- •3.1 Проверочный расчёт зубчатых передач по изгибной прочности
- •3.2. Определение реакций опор и расчёт подшипников промежуточного вала
- •3.3 Проверочный расчёт роликовых подшипников опор
- •Проверка шпоночного соединения на смятие узких граней шпонки.
1.5 Расчёт геометрических параметров зубчатых колёс
Принятые выше значения aт и aБ используем для определения геометрических параметров шестерни и колеса тихоходной и быстроходной передач.
Определим параметры косозубой передачи с внешним зацеплением при aБ = 120 мм, iб=4
Примем предварительно т = 2 мм и z1 = 23. Тогда mz1 = 46 мм; z2 = iбz1 = 4*23 = 92, в этом случае значение iб = z2/z1 = 92/23 = 4 .
Проверка
Значение ; угол = 1639 ’>1230 ’. Следовательно, параметры зацепления удовлетворяют требованиям к геометрическим характеристикам косозубой передачи.
Выполним расчёт d1 = mz1/cos = 46/0.958 = 48 мм; d2 = mz2/cos = 184/0.958 = 192 мм; и проверим, что значение межосевого расстояния равно заданному: а = 0,5(d1 + d2) = 0,5(48+192) =120 мм. Ширина зацепления b1 = bd d1 = 0.8*48 = 38.4 мм b2 = b1 -4 = 38.4-4 = 34.4 мм. Значение ширины зацепления принимаем по ряду нормальных линейных размеров: b1 = 38 мм, b2 = 34 мм.
Определим параметры прямозубой передачи с внешним зацеплением при aТ = 120 мм, iт=3.15 cos = 1 . Примем предварительно т = 4 мм.
Тогда mz1 = 72 мм; , , в этом случае значение = z2/z1 = 57/18 = 3.15.
Выполним расчёт d1 = mz1/cos = 72 /1 = 72 мм; d2 = mz2/cos = 226.5/1 = 226.5 мм; и проверим, что значение межосевого расстояния равно заданному: ат = 0,5(d1 + d2) = 0,5(72 +226.5) =149.4 мм. Ширина зацепления b1 = bd d1 = 0.8*72 = 57.6 мм b2 = b1 -4 = 72 -4 = 52.6 мм. Значение ширины зацепления принимаем по ряду нормальных линейных размеров: b1 = 60 мм, b2 = 53 мм.
Геометрические характеристики зубчатых передач
Передача |
а |
m |
z1 |
z2 |
i |
d1 |
d2 |
b1 |
b2 |
cos |
da1 |
da2 |
df1 |
df2 |
Быстроходная |
120 |
2 |
23 |
92 |
4 |
48 |
192 |
38 |
34 |
0.958 |
52 |
196 |
43 |
187 |
Тихоходная |
149.4 |
4 |
18 |
57 |
3.15 |
72 |
226.5 |
60 |
53 |
1 |
80 |
234.5 |
62 |
216.5 |
2. Расчёт зубчатых передач и выбор материалов
2.1. Расчёт контактных напряжений зубчатых передач
Критерий контактной усталостной прочности зубьев записывается в виде
H [H], (2.1)
где H , [H] - соответственно расчётное и допускаемое контактные напряжения.
Расчётное значение H передачи с внешним зацеплением определяют по формуле:
(2.2)
где Eпр – приведенный модуль упругости материалов контактирующих зубьев; в данном случае шестерни и колёса изготавливаются из сталей, поэтому Eпр Е = 2 10 5 МПа;
Тш –момент, передаваемый шестерней рассчитываемой зубчатой пары;
dш – делительный диаметр этой шестерни;
bd = b / dш - коэффициент ширины b зацепления относительно делительного диаметра шестерни dш. Так как расположение колёс относительно опор несимметричное и твёрдость зубьев колёс и шестерен Н 350 НВ принимаем предварительно bd = 0.8.
Окружная скорость рассчитывается по формуле:
(2.3)
м/с
м/с
Коэффициент КH учитывает влияние схемы расположения зубчатых колёс редуктора (коэффициент КН) и влияние динамических перегрузок из-за неточности изготовления зубчатых колёс (коэффициент Кнv) на неравномерность распределения нагрузки по длине зуба. И рассчитывается по формуле:
(2.4)
Для быстроходной пары по формуле (2.4):
Для тихоходной пары по формуле (2.4):
Коэффициент учитывает повышение прочности косозубых передач по сравнению с прямозубыми передачами
(2.5)
где -коэффициент торцового перекрытия:
(2.6)
Для быстроходной пары по формуле (2.6) , :
Для тихоходной пары по формуле (2.6) , :
Коэффициент для учёта влияния неточности нарезания зубьев на одновременность многопарного зацепления косозубых цилиндрических передач. Для быстроходной и тихоходной пары соответственно: .
Для быстроходной пары по формуле (2.5):
Для тихоходной пары по формуле (2.5)
Рассчитаем H быстроходного и тихоходного валов по формуле (2.2)
Быстроходная передача:
МПа
Тихоходная передача:
МПа
Параметры проектируемых зубчатых передач
Параметр |
Тихоходная передача |
Быстроходная передача |
Межосевое расстояние |
аT = 149.4 мм |
аБ=120 мм |
Передаточное отношение |
i T = 3.15 |
i Б = 4 |
Момент Tш |
TшT =100.3 Нм |
TшБ =26.37 Нм |
Коэффициент bd |
bd =0.8 |
bd =0.8 |
Коэффициент К H |
К H =1,13 |
К H =1,28 |
Окружная скорость , м/с |
= 0.75 м/с |
= 2 м/с |
Коэффициент К H v |
К H v=1.02 |
К H v=1.06 |
Коэффициент К H |
К H=1.02 |
К H=1.05 |
cos |
cos=1 |
cos=0.975 |
Число зубьев zш |
zш=18 |
zш=26 |
Число зубьев zк |
zк=57 |
zк=104 |
Коэффициент |
=1.758 |
=1,7 |
Коэффициент ZH |
ZH =0.769 |
ZH =0,771 |
Расчётное значение H |
H = МПа |
H = МПа |